馬 超，朱 寶

(1.浙江浙能北侖發(fā)電有限公司，浙江 寧波 315800;2.火力發(fā)電高效節(jié)能與污染物控制技術(shù)研究浙江省重點實驗室(浙江浙能技術(shù)研究院有限公司)，浙江 杭州 311121)

火電是我國電力主要生產(chǎn)方式，但隨著 “3060”雙碳目標的政策引導(dǎo)[1]，其將逐步進入存量時代，且以“低碳化”發(fā)展為目標的節(jié)能改造將逐漸興起[2-4]。作為火力發(fā)電廠的重要輔機設(shè)備的汽動給水泵組是熱力循環(huán)的主要動力，而其配套的小汽輪機為給水泵組提供驅(qū)動力。早期投產(chǎn)機組限于當時的設(shè)計、制造工藝水平，給水泵汽輪機設(shè)計效率低于當前設(shè)計水平；此外，受機組汽輪機組通流改造引起的熱力系統(tǒng)參數(shù)改變[5-7]、機組長時間參與“深度調(diào)峰”，給水泵汽輪機實際運行工況已偏離原有的以THA工況邊界條件為基準進行設(shè)計的原則[8-10]。而隨著機組自然老化加大了上述問題的對運行效率的影響，所以，針對當前投產(chǎn)較早的機組給水泵汽輪機，存在節(jié)能改造的空間。

為此，眾多業(yè)內(nèi)專家學(xué)者開展了相關(guān)研究，其中針對影響給水泵汽輪機組實際運行效率的外邊界條件，相關(guān)學(xué)者對其進行了研究，如李勇等對汽動給水泵組在線監(jiān)測方法進行了研究，得出小汽輪機效率和給水泵效率在線監(jiān)測值隨機組負荷增加而震蕩上升，不同工況間的效率差異可達15%～20%[11-12]。綜上所述：給水泵汽輪機的節(jié)能改造的收益受機組負荷等外界條件的影響，當前簡單以THA設(shè)計工況的收益核算改造項目的投資收益的方法不符合機組實際運行狀態(tài)，計算結(jié)果誤差較大，不能作為判斷其改造可行性的依據(jù)。

本文以一臺660 MW(20世紀90年投產(chǎn))火電機組為研究對象，通過實驗獲取典型負荷點給水泵汽輪機的關(guān)鍵數(shù)據(jù)，以此計算給水泵汽輪機改造后對機組以及自身效率的影響。

1 給水泵汽輪機效率測量方法及結(jié)果

1.1 給水泵汽輪機效率測量方法

以660 MW火力發(fā)電機組為研究對象，此機組20世紀90年投產(chǎn)，所配置給水泵為GE公司設(shè)計制造的沖動、凝汽式汽輪機，THA工況設(shè)計效率為78.6%，其他主要設(shè)計參數(shù)如表1所示。

表1 試驗給水泵汽輪機設(shè)計參數(shù)

為了解該給水泵汽輪機經(jīng)20年運行后實際性能狀態(tài)，本文測量了其在不同工況處的實際效率ηst。給水泵汽輪機有效功率Pst，kW,參考《大型鍋爐給水泵性能現(xiàn)場試驗方法，DL/T839—2003》中所述方法計算[13]

(1)

式中GFW、GIN、GSH、GRH、GSWI、GSWO——給水泵出水、給水泵進水、過熱減溫水、再熱減溫水、給泵密封水進水、給泵密封水回水的流量/kg·h-1;

hFW、hSH、hRH、hSWI、hSWO——給水泵出水、過熱減溫水、再熱減溫水、給泵密封水進水、給泵密封水回水的比焓/kJ·kg-1;

hin——給水泵進水的比焓/kJ·kg-1；其值可通過除氧器出水比焓疊加前置泵焓升計算，前置泵焓升通過其配置的電機功率計算得出;

Pet——給水泵及小汽輪機軸承、傳動等其他熱損失/kW，可參考設(shè)計值。

給水泵汽輪機的理想輸入功率P0st,單位kW，以及效率ηst可以由式(2)與(3)計算

(2)

ηst=Pst/P0st

(3)

式中Gst——小汽輪機進汽流量/kg·h-1；

hsti——給水泵汽輪機進汽比焓/kJ·kg-1；

hsto——給水泵汽輪機排汽等熵比焓/kJ·kg-1。

試驗儀表及安裝位置主要參考《汽輪機性能試驗規(guī)程》(ASME PTC6-2004)，其中試驗壓力參數(shù)采用0.075級的壓力變送器進行測量，試驗溫度參數(shù)采用四線制PT100型熱電阻進行測量；并進行校驗偏差修正。然后，將信號送至計算機數(shù)據(jù)采集裝置進行巡測，采集系統(tǒng)精度為0.02級。

試驗給水流量GFW通過除氧器入口凝結(jié)水管路上的主凝結(jié)水流量Gc作為基準，通過熱平衡方法按式(4)計算得出，試驗流量計為ASME標準喉部取壓流量噴嘴，配接的差壓變送器精度為0.05級，試驗前對其進行了校驗

GFW=GC+GEX1+GEX2+GEX3+GEX4+GDEA-

GSH-GRH+GSWI-GSWO

(4)

式中Gc——除氧器進口凝結(jié)水流量/kg·h-1；

GEX1、GEX2、GEX3、GEX4——#1高加、#2高加、#3高加、除氧器進汽流量/kg·h-1，可由加熱器熱平衡計算得到；

GDEA——除氧器水位變化當量流量/kg·h-1；由水位變化折算得到，水位下降取正；

給水泵汽輪機進汽流量，過熱減溫水、再熱減溫水等流量采用孔板流量計測量；流量測量裝置配接的差壓變送器精度為0.05級。前置泵焓升由前置泵電動機功率換算得出，電動機電流、電壓參考DCS數(shù)據(jù)。

1.2 給水泵汽輪機效率測量結(jié)果及分析

為評估經(jīng)長周期運行的給水泵汽輪機實際性能，現(xiàn)對機組的50%至100%負荷區(qū)間選取了8個典型工況，按前述方法進行汽動給水泵組熱力性能試驗，據(jù)試驗數(shù)據(jù)計算得出的給水泵及其汽輪機的效率如圖1所示。

圖1 給水泵及其汽輪機的效率實測值

由圖1可得出：THA工況處，給水泵汽輪機效率實測值約為72.9%，在450～660 MW負荷區(qū)間，給水泵汽輪機實測效率變化較??；當機組負荷低于450 MW時，給水泵汽輪機效率隨機組負荷快速降低。如當機組負荷為300 MW時給水泵汽輪機效率實測值為62.9%，較THA工況下降約10%。

THA工況處，給水泵效率實測值為79.6%，試驗過程中，給水泵效率受負荷變化影響程度小；主要是由于汽輪機采用滑壓運行方式，隨著負荷降低，給水泵流量和揚程同時減小，給水泵基本工作在最佳效率相似工況點附近。

2 給水泵汽輪機實際性能狀態(tài)評估

經(jīng)調(diào)研，當前市場有多個汽輪機廠家能提供相應(yīng)型號的產(chǎn)品，在核算給水泵汽輪機改造項目經(jīng)濟效益時，給水泵汽輪機效率取不同廠家設(shè)計值的平均值。基于給水泵汽輪機效率與機組負荷的強相關(guān)性，本文通過現(xiàn)場試驗的方法確定了典型工況處給水泵汽輪機的實際運行邊界條件，如表1所示。

表1 典型工況處，給水泵汽輪機工作邊界條件

據(jù)此邊界條件，多個汽輪機廠商給出了最佳的改造方案，在與改造前的機組運行負荷相同的條件下，現(xiàn)對比改造后的給水泵汽輪機效率設(shè)計值均值如表2所示。

表2 典型工況處，給水泵汽輪機改造后效率設(shè)計值

圖1、表2中數(shù)據(jù)表明：試驗給水泵汽輪機受制于20世紀90年底的設(shè)計、制造水平，加之經(jīng)過20年運行的自然老化，其實際焓降效率較低，與當前主流小汽輪機廠商的產(chǎn)品比較，在660 MW工況、500 MW工況、300 MW工況處，分別偏低約11.1%、9.2%、12.1%，存在節(jié)能改造的空間。

3 給水泵汽輪機改造項目節(jié)能收益

在分析給水泵汽輪機效率提升對產(chǎn)生的節(jié)能收益時，為提高汽輪機組熱耗率的計算精度，本文以汽輪機組性能試驗數(shù)據(jù)為依據(jù)建立了變工況熱耗率計算模型，主要遵循下列原則：

(1)在變工況的機組熱耗率時，機組高、中、低壓缸熱力膨脹曲線取試驗測量值，低壓缸排汽損失取廠家設(shè)計值;

(2)各加熱器端差、抽汽管道壓損按設(shè)計值，再熱器壓損取試驗值，并在變工況計算中保持一致;

(3)給水泵效率、給水泵汽輪機進汽壓損、排汽壓力均取試驗值，在計算某一工況下給水泵汽輪機效率變化對熱耗率影響時，其值保持不變;

(4)在計算某一工況下給水泵汽輪機效率變化對機組熱耗率影響時，保持主蒸汽流量一定，其輸出功率會略有差異，機組熱耗率統(tǒng)一修正至同一負荷基準。

根據(jù)上述原則，可計算出660 MW、500 MW、300 MW工況處，給水泵汽輪機效率與機組熱耗率的關(guān)系如表3、表4、表5所示。

表3 660 MW工況處給水泵汽輪機效率與機組熱耗率

表4 500 MW工況處給水泵汽輪機效率與機組熱耗率

表5 300 MW工況處給水泵汽輪機效率與機組熱耗率

由表3、表4、表5中數(shù)據(jù)可得出：在660 MW工況、500 MW工況、300 MW工況處，給水泵汽輪機效率每升高1%，機組熱耗率分別降低約1.85 kJ/kWh、1.51 kJ/ kWh、1.23 kJ/kWh。給水泵汽輪機性能的提升對機組發(fā)電熱耗率的影響隨負荷降低而減小。

上述結(jié)果主要是因機組采用滑壓運行，主蒸汽壓力、給水壓力、給水泵揚程隨負荷降低而減小，單位質(zhì)量工質(zhì)循環(huán)所消耗的汽動給水泵組出力隨之減小。給水泵汽輪機進汽流量占主蒸汽流量的比例隨負荷降低而減小，例如在660 MW工況、500 MW工況、300 MW工況的給水泵汽輪機進汽流量占主蒸汽流量的比例的試驗結(jié)果分別為4.15%、3.42%、2.51%；此時，給水泵汽輪機效率提升對機組熱耗率影響亦隨負荷降低而減小。

綜合應(yīng)用表2中的給水泵汽輪機改造后效率提升量，表3、表4、表5中給出不同負荷工況處給水泵汽輪機效率提升對機組熱耗率的影響量，可求出典型工況處機組改造后的發(fā)電熱耗率降低量及供電煤耗率下降量，如表6所示。

表6 典型工況處，給水泵汽輪機改造的節(jié)能收益

表6中數(shù)據(jù)表明：給水泵汽輪機改造項目的節(jié)能量和機組運行的負荷區(qū)間相關(guān)，經(jīng)改造后的給水泵汽輪機組維持在高位負荷效率最高。

4 結(jié)論

本文以某臺運行了20年的660 MW機組為例，詳細闡述了給水泵汽輪機改造項目節(jié)能收益計算方法，對改造的可行性和投資回報年限進行了分析，可得出下列結(jié)論：

(1)運行時間較長的給水泵汽輪機實際運行效率較低，存在一定的節(jié)能改造空間；如本例中給水泵汽輪機效率較當前先進水平偏低10%以上；

(2)在進行給水泵汽輪機改造可行性分析時，應(yīng)考慮機組負荷對節(jié)能收益的影響；

(3)滑壓運行時，給水泵汽輪機進汽流量占主蒸汽流量的比例隨負荷降低而減小，導(dǎo)致其對機組發(fā)電熱耗率的影響亦隨負荷降低而減小；

(4)經(jīng)分析，機組在660 MW工況、500 MW工況、300 MW工況處，給水泵汽輪機效率每升高1%，機組熱耗率分別降低約1.85 kJ/kWh、1.51 kJ/ kWh、1.23 kJ/kWh。

(5)為降低煤耗，提升給水泵汽輪機運行效率，在300 MW至660 MW負荷區(qū)間內(nèi)，減少機組在500 MW負荷段長周期運行時間。