潘 攀， 曹煉博， 王登銀， 嚴(yán)志遠(yuǎn)，周 信， 秦亞迪

(1. 中海油珠海天然氣發(fā)電有限公司，廣東 珠海 519020； 2. 國(guó)能南京電力試驗(yàn)研究有限公司，南京 210023； 3. 中海石油氣電集團(tuán)有限責(zé)任公司，北京 100028)

在供給側(cè)結(jié)構(gòu)性改革及“雙碳”背景下，我國(guó)能源結(jié)構(gòu)朝著節(jié)能、環(huán)保、可持續(xù)方向發(fā)展，而新形勢(shì)下的電力行業(yè)也面臨諸多挑戰(zhàn)，如何全面支持國(guó)家政策，進(jìn)一步挖掘機(jī)組節(jié)能潛力，提高能源利用效率，是一件關(guān)乎國(guó)家能源形勢(shì)、決定電廠前途命運(yùn)的大事[1]。

在電力節(jié)能領(lǐng)域，冷端系統(tǒng)相比其他系統(tǒng)具有更大的節(jié)能潛力[2]，效果也最為顯著。以300 MW燃煤機(jī)組為例，在所有能量損失環(huán)節(jié)中，冷端損失占比約為56%，電能損失約為33.2%，而鍋爐、管道、汽輪機(jī)損失占比僅為9.3%、0.7%、0.6%[3]。與煤電機(jī)組類似，氣電機(jī)組冷端系統(tǒng)也有著巨大的節(jié)能潛力和需求，但是由于氣電機(jī)組發(fā)電特性與煤電不同(約1/3的輸出功率來自汽輪機(jī)，2/3來自燃?xì)廨啓C(jī))，且在冷端設(shè)備結(jié)構(gòu)型式、性能參數(shù)等方面存在顯著差異(如氣電機(jī)組通常采用機(jī)力通風(fēng)塔，而煤電機(jī)組則以自然通風(fēng)冷卻塔為主)，因此氣電機(jī)組的最佳經(jīng)濟(jì)運(yùn)行點(diǎn)與煤電機(jī)組不同，基于煤電機(jī)組的經(jīng)驗(yàn)性結(jié)論無法完全適用于氣電機(jī)組。

相對(duì)而言，燃煤機(jī)組冷端系統(tǒng)優(yōu)化的研究較為深入，內(nèi)容也較為廣泛。葉云云等[4]采用自主開發(fā)的熱力系統(tǒng)優(yōu)化分析軟件開展了某1 000 MW超超臨界機(jī)組的冷端優(yōu)化研究，分析了循環(huán)水泵運(yùn)行方式與機(jī)組節(jié)能效果的關(guān)系，并指出隨著機(jī)組負(fù)荷降低，冷端優(yōu)化收益越顯著。韓濤等[5]分析了某330 MW亞臨界供熱機(jī)組冷端運(yùn)行真空度差的問題，針對(duì)循環(huán)水泵單轉(zhuǎn)速改雙轉(zhuǎn)速、增大凝汽器換熱面積、抽真空系統(tǒng)優(yōu)化等方案分析了其節(jié)能效果。宋天仁[6]對(duì)某660 MW機(jī)組出力與風(fēng)機(jī)耗功進(jìn)行了經(jīng)濟(jì)點(diǎn)計(jì)算，制定了冷端優(yōu)化方案，使得機(jī)組的發(fā)電煤耗和總損都有所降低，經(jīng)冷端優(yōu)化后機(jī)組發(fā)電煤耗可降低0.1 g/(kW·h)至1.0 g/(kW·h)。

對(duì)燃?xì)鈾C(jī)組而言，目前的研究主要結(jié)合機(jī)力通風(fēng)塔確定優(yōu)化方案。宋金時(shí)等[7]以機(jī)組凈出力最大為目標(biāo)，分析了凝汽器變工況性能，改進(jìn)了機(jī)力通風(fēng)塔風(fēng)機(jī)和循環(huán)水泵相互配合的設(shè)備運(yùn)行方案。黃璟晗[8]基于凝汽器端差、凝汽器循環(huán)水溫升、冷卻塔逼近度、凝汽器面積、冷卻塔面積等因素對(duì)某F級(jí)聯(lián)合循環(huán)機(jī)組冷端系統(tǒng)進(jìn)行了經(jīng)濟(jì)性分析。

本文以南方沿海地區(qū)某F級(jí)燃?xì)?蒸汽聯(lián)合循環(huán)機(jī)組為研究對(duì)象，建立模型并對(duì)冷端系統(tǒng)進(jìn)行分析計(jì)算，對(duì)不同工況下的汽輪機(jī)微增出力、循環(huán)水泵耗功、機(jī)力通風(fēng)塔風(fēng)機(jī)耗功的變化情況進(jìn)行規(guī)律性研究，總結(jié)了機(jī)組冷端設(shè)備運(yùn)行優(yōu)化策略，為燃?xì)廨啓C(jī)電廠節(jié)約燃料成本和用電成本、降低能耗指標(biāo)、提高設(shè)備運(yùn)行穩(wěn)定性提供了支持。

1 聯(lián)合循環(huán)機(jī)組冷端設(shè)備

該燃?xì)?蒸汽聯(lián)合循環(huán)機(jī)組是“一拖一”分軸布置，額定功率為460 MW。其中燃?xì)廨啓C(jī)型號(hào)為M701F4，汽輪機(jī)型式為三壓、一次中間再熱、雙缸雙排汽、雙抽凝汽式。每套聯(lián)合循環(huán)系統(tǒng)主要包含以下冷端設(shè)備：1臺(tái)凝汽器、2臺(tái)凝結(jié)水泵、2臺(tái)循環(huán)水泵、6臺(tái)冷卻塔風(fēng)機(jī)。

其中，凝汽器為表面換熱式，冷卻介質(zhì)為海水，有效冷卻面積為12 000 m2，額定循環(huán)水流量為25 600 m3/h，性能保證純凝工況下額定背壓(絕壓)值為8.78 kPa；凝結(jié)水泵額定流量為480 m3/h，額定轉(zhuǎn)速為1 305 r/min；循環(huán)水泵為雙速泵，高速工況下額定轉(zhuǎn)速為497 r/min、額定流量為14 688 m3/h、額定功率為929 kW，低速工況下額定轉(zhuǎn)速為426 r/min、額定流量為10 980 m3/h、額定功率為551 kW；冷卻塔風(fēng)機(jī)設(shè)計(jì)風(fēng)量為2.90×105m3/h，冷卻塔風(fēng)機(jī)配套電機(jī)額定功率為200 kW，額定轉(zhuǎn)速為1 481 r/min。

2 冷端系統(tǒng)運(yùn)行優(yōu)化模型

2.1 凝汽器熱平衡分析

凝汽器中低壓缸排汽和循環(huán)水溫度t隨冷卻表面積A分布如圖1所示[9]。

圖1 凝汽器工質(zhì)溫度隨冷卻表面分布示意圖

圖中蒸汽與水逆流傳熱，Aa是空氣冷卻區(qū)表面積，Ac是凝汽器總傳熱表面積，δt為凝汽器端差(即蒸汽凝結(jié)溫度與循環(huán)水出口水溫之差)，tw1、tw2分別為凝汽器進(jìn)、出口溫度，Δt為循環(huán)水進(jìn)、出口溫差，ts和ts″分別為凝汽器進(jìn)、出口蒸汽溫度。

根據(jù)凝汽器熱平衡方程[10]：

(1)

式中：tw1為凝汽器進(jìn)口水溫，K；tw2為凝汽器出口水溫，K；cp為水的定壓比熱容，kJ/(kg·K)；dw為凝汽器循環(huán)水流量，kg/s；dc為汽輪機(jī)低壓缸排汽量，kg/s；hc為凝汽器入口蒸汽比焓，kJ/kg；hc′為凝結(jié)水比焓，kJ/kg；Qc為凝汽器傳熱量，W。

凝汽器傳熱方程為：

Qc=KrAcΔtm

(2)

(3)

式中：Kr為凝汽器實(shí)際傳熱系數(shù)，W/(m2·K)；Ac為凝汽器總傳熱表面積，m2；Δtm為凝汽器對(duì)數(shù)平均傳熱溫差，K。

根據(jù)公式(1)、(2)、(3)可以得出凝汽器實(shí)際傳熱系數(shù)Kr計(jì)算方法：

(4)

在此，通過別爾曼公式計(jì)算凝汽器理想傳熱系數(shù)Ki[11]：

Ki=4 070ξcξmΦwΦtΦz(mì)Φd

(5)

式中：ξc為冷卻管清潔系數(shù)；ξm為冷卻管材料和壁厚修正系數(shù)；Фw為循環(huán)水流速和管徑修正系數(shù)；Фt為循環(huán)水進(jìn)口水溫修正系數(shù)；Фz為循環(huán)水流程數(shù)修正系數(shù)；Фd為凝汽器單位面積蒸汽負(fù)荷修正系數(shù)。

凝汽器清潔系數(shù)D滿足以下公式：

(6)

2.2 凝汽器清潔系數(shù)分析計(jì)算

基于凝汽器清潔系數(shù)，可以對(duì)凝汽器設(shè)備情況進(jìn)行評(píng)估。當(dāng)D值為1時(shí)，說明實(shí)際傳熱系數(shù)等于理想傳熱系數(shù)，此時(shí)凝汽器換熱面未發(fā)生性能退化；當(dāng)D值小于1時(shí)，說明實(shí)際傳熱系數(shù)小于理想傳熱系數(shù)，且D值越小說明受熱面的性能退化越嚴(yán)重。清潔系數(shù)下降達(dá)到一定程度后，凝汽器需要停機(jī)進(jìn)行清洗。

根據(jù)清潔系數(shù)計(jì)算模型，在VS2015環(huán)境中，應(yīng)用C++編制模型的程序代碼，開發(fā)了凝汽器清潔系數(shù)離線計(jì)算軟件。將采集的歷史數(shù)據(jù)作為數(shù)據(jù)源，送入程序進(jìn)行計(jì)算，得到各時(shí)間段的凝汽器清潔系數(shù)情況。

在現(xiàn)場(chǎng)采集數(shù)據(jù)時(shí)，根據(jù)實(shí)際運(yùn)行情況，按時(shí)間段采集數(shù)據(jù)，數(shù)據(jù)范圍見表1。

表1 凝汽器清潔系數(shù)計(jì)算數(shù)據(jù)的時(shí)間范圍

為方便觀察，提高對(duì)比的可信度，將數(shù)據(jù)分為100%負(fù)荷、75%負(fù)荷以及50%負(fù)荷三組，分別篩出每段時(shí)間中各負(fù)荷運(yùn)行穩(wěn)定的一段數(shù)據(jù)繪制成曲線，如圖2、圖3和圖4所示?？梢钥闯?，在2021年10月份之前凝汽器清潔系數(shù)一直較低，無論在何種季節(jié)和何種負(fù)荷下，其清潔系數(shù)始終在0.45～0.55之間波動(dòng)。2021年11月凝汽器清洗后，清潔系數(shù)有了明顯的提升，數(shù)值在0.75～0.85之間波動(dòng)，清洗后的凝汽器效率提高了30%至40%。

圖3 75%負(fù)荷各時(shí)間段凝汽器清潔系數(shù)

根據(jù)凝汽器清洗后不同時(shí)間段的清潔系數(shù)繪制如圖5所示變化曲線?？梢钥闯觯谀髑逑春蟪跗谇鍧嵪禂?shù)下降速率很快，隨著時(shí)間推移，由于凝汽器臟污程度接近飽和，其清潔系數(shù)變化變慢。凝汽器清洗12個(gè)月后清潔系數(shù)下降約20%，凝汽器清洗18個(gè)月后清潔系數(shù)下降約26%。根據(jù)采集時(shí)間段內(nèi)的汽輪機(jī)運(yùn)行數(shù)據(jù)進(jìn)行分析計(jì)算，推薦的凝汽器最佳清洗頻率為10個(gè)月。

圖5 凝汽器清潔系數(shù)隨時(shí)間變化曲線

2.3 建模仿真

開展冷端系統(tǒng)性能仿真計(jì)算。首先利用Thermoflex搭建的系統(tǒng)模型，基于熱平衡參數(shù)設(shè)計(jì)燃?xì)廨啓C(jī)模型各工況下邊界條件，如表2所示。

表2 燃?xì)廨啓C(jī)模型修正基礎(chǔ)數(shù)據(jù)

按負(fù)荷條件完成模型初始建模后，根據(jù)電廠歷史運(yùn)行數(shù)據(jù)和性能保證工況數(shù)據(jù)，再次對(duì)聯(lián)合循環(huán)機(jī)組模型進(jìn)行適當(dāng)修改，模型數(shù)據(jù)和參考數(shù)據(jù)對(duì)比情況見表3。

表3 計(jì)算邊界條件及聯(lián)合循環(huán)機(jī)組性能參數(shù)

3 冷端設(shè)備運(yùn)行優(yōu)化方案研究

冷端優(yōu)化有兩個(gè)概念：一是在凝汽器熱力設(shè)計(jì)時(shí)，在汽輪機(jī)的排汽量、排汽焓即汽輪機(jī)的熱力特性確定后，通過技術(shù)經(jīng)濟(jì)比較，綜合地確定凝汽器壓力、冷卻面積、循環(huán)水流量的最佳值；二是針對(duì)某一機(jī)組的汽輪機(jī)冷端，即在汽輪機(jī)冷端設(shè)備已經(jīng)確定的條件下，通過試驗(yàn)的方法來確定機(jī)組在一定負(fù)荷和一定凝汽器進(jìn)口循環(huán)水溫度下凝汽器的最佳排汽壓力和最佳循環(huán)水流量。前者屬于汽輪機(jī)冷端設(shè)備優(yōu)化熱力設(shè)計(jì)范疇，后者屬于汽輪機(jī)冷端設(shè)備運(yùn)行方式的優(yōu)化范疇。本項(xiàng)目主要開展冷端設(shè)備運(yùn)行方式優(yōu)化方面的相關(guān)研究。

凝汽器的壓力主要取決于汽輪機(jī)排汽量、循環(huán)水流量和凝汽器進(jìn)口循環(huán)水溫度的變化，即：

pc=f(dc,tw1,dw)

(7)

式中：pc為凝汽器壓力，kPa。

通常利用曲線來表示凝汽器變工況特性，凝汽器壓力可用下列公式進(jìn)行計(jì)算：

(8)

式中：ts為凝汽器進(jìn)口蒸汽溫度(即凝汽器進(jìn)汽壓力對(duì)應(yīng)的飽和溫度)，K。

同時(shí)，ts又滿足以下關(guān)系：

ts=tw1+Δt+δt

(9)

(10)

(11)

式中：A為凝汽器的平均傳熱面積，m2；Kr為凝汽器的實(shí)際傳熱系數(shù)，W/(m2·K)；m為進(jìn)入凝汽器的蒸汽量與循環(huán)水流量的比值。

根據(jù)運(yùn)行情況，對(duì)汽輪機(jī)凝汽器運(yùn)行特性進(jìn)行分析計(jì)算，獲得標(biāo)準(zhǔn)工況(凝汽器進(jìn)口水溫32.1 ℃)下汽輪機(jī)凝汽器清洗前、清洗后及設(shè)計(jì)值的凝汽器特性曲線，如圖6所示。

圖6 汽輪機(jī)凝汽器特性曲線

根據(jù)圖6曲線可以判斷，該凝汽器性能出現(xiàn)了明顯偏離設(shè)計(jì)指標(biāo)的情況。在100%熱負(fù)荷率下，凝汽器清洗前壓力已到達(dá)12.3 kPa，清洗后壓力10.06 kPa，均高于當(dāng)前進(jìn)口水溫對(duì)應(yīng)的凝汽器設(shè)計(jì)壓力指標(biāo)9.1 kPa。在電廠常規(guī)運(yùn)行的供熱工況，凝汽器熱負(fù)荷率約64.3%工況下，汽輪機(jī)凝汽器清洗前的壓力為10.28 kPa，清洗后壓力為8.53 kPa，均高于此溫度下設(shè)計(jì)的壓力指標(biāo)7.3 kPa。

3.1 不同循環(huán)水泵運(yùn)行組合方案的微增功率

循環(huán)水泵最佳優(yōu)化運(yùn)行組合是以機(jī)組功率、凝汽器進(jìn)口循環(huán)水溫度和循環(huán)水流量為變量的目標(biāo)函數(shù)，在量值上為機(jī)組功率的增量與循環(huán)水泵耗功量之差的最大值。

在確定的凝汽器熱力參數(shù)的條件下，凝汽器的壓力由機(jī)組的負(fù)荷、凝汽器進(jìn)口循環(huán)水溫度、循環(huán)水流量等因素共同決定。在機(jī)組負(fù)荷、凝汽器進(jìn)口循環(huán)水溫度一定的情況下，循環(huán)水流量增大，凝汽器壓力減小，機(jī)組出力增加，循環(huán)水泵功耗増大；循環(huán)水流量減少，凝汽器壓力增加，機(jī)組出力減小，循環(huán)水泵功耗減小。

循環(huán)水泵功耗和循環(huán)水流量的關(guān)系為：

Pb=f(dw)

(12)

式中：Pb為循環(huán)水泵功耗，kW。

在某一確定的機(jī)組負(fù)荷和凝汽器進(jìn)口循環(huán)水溫度下，機(jī)組出力的凈收益滿足以下關(guān)系式：

ΔP=ΔPt-ΔPb

(13)

式中：ΔP為聯(lián)合循環(huán)機(jī)組凈功率增加值，kW；ΔPt為汽輪機(jī)凈功率增加值，kW；ΔPb為循環(huán)水泵凈功率增加值，kW。

在進(jìn)行機(jī)組冷端系統(tǒng)運(yùn)行優(yōu)化時(shí)，通過改變循環(huán)水泵運(yùn)行組合方式使機(jī)組在某一確定的負(fù)荷和凝汽器進(jìn)口循環(huán)水溫度下ΔP達(dá)到最大，此時(shí)的凝汽器的壓力為該工況下的最佳真空。

根據(jù)上述的循環(huán)水泵運(yùn)行優(yōu)化的計(jì)算模型，將機(jī)組Thermoflex軟件模型的熱力參數(shù)代入模型，考慮機(jī)組所在地的氣候條件，選取的凝汽器進(jìn)口循環(huán)水溫度變化范圍為5～25 ℃，以10 ℃為步長(zhǎng)進(jìn)行機(jī)組純凝模式變負(fù)荷工況性能計(jì)算，計(jì)算結(jié)果如表4～表6所示。

表4 凝汽器進(jìn)口循環(huán)水溫度5 ℃時(shí)的計(jì)算結(jié)果

表5 凝汽器進(jìn)口循環(huán)水溫度15 ℃時(shí)的計(jì)算結(jié)果

表6 凝汽器進(jìn)口循環(huán)水溫度25 ℃時(shí)的計(jì)算結(jié)果

根據(jù)上述計(jì)算結(jié)果，可以看出：當(dāng)凝汽器進(jìn)口循環(huán)水溫度為5 ℃時(shí)，在100%、75%、50%三種負(fù)荷下，均是一高一低的運(yùn)行模式效益最高；當(dāng)凝汽器進(jìn)口循環(huán)水溫度為15 ℃、25 ℃時(shí)，在100%、75%、50%三種負(fù)荷下，均是兩高的運(yùn)行模式效益最高。

總體而言，由于燃?xì)?蒸汽聯(lián)合循環(huán)機(jī)組汽輪機(jī)不設(shè)置回?zé)嵯到y(tǒng)等原因，循環(huán)水泵功率的增加對(duì)汽輪機(jī)的輸出功率的影響程度遠(yuǎn)高于傳統(tǒng)燃煤機(jī)組汽輪機(jī)，在凝汽器進(jìn)口循環(huán)水溫度高于5 ℃后的大多數(shù)工況下開啟兩臺(tái)高速循環(huán)水泵能夠取得最佳效益。

3.2 凝汽器背壓的敏感度分析

根據(jù)凝汽器性能曲線，在基準(zhǔn)工況點(diǎn)，循環(huán)水溫增加1 ℃，背壓增加約0.543 kPa；循環(huán)水溫減少1 ℃，背壓降低約0.367 kPa。循環(huán)水流量增加10%，凝汽器背壓下降約0.28 kPa；循環(huán)水流量降低10%，凝汽器背壓上升約0.4 kPa。

由于機(jī)力通風(fēng)塔出口水溫對(duì)應(yīng)凝汽器進(jìn)口水溫，因此也可認(rèn)為凝汽器進(jìn)口水溫下降量即機(jī)力通風(fēng)塔效率升高值，機(jī)力通風(fēng)塔效率滿足以下關(guān)系[12]：

(14)

式中：Δtt為實(shí)測(cè)機(jī)力通風(fēng)塔進(jìn)、出口循環(huán)水溫差，K；Δtd為計(jì)算機(jī)力通風(fēng)塔進(jìn)、出口循環(huán)水溫差，K。

對(duì)標(biāo)準(zhǔn)工況凝汽器進(jìn)水溫度31.315 ℃、凝汽器設(shè)計(jì)背壓8.78 kPa條件下循環(huán)水流量和機(jī)力通風(fēng)塔效率之間的關(guān)系進(jìn)行敏感度分析(如表7所示)。從表中可以看出，凝汽器背壓對(duì)于凝汽器進(jìn)口水溫(主要受機(jī)力通風(fēng)塔效率影響)的敏感度遠(yuǎn)高于循環(huán)水流量，在敏感因素正向變化時(shí)，凝汽器背壓對(duì)于凝汽器進(jìn)口水溫的敏感度是循環(huán)水流量敏感度的6倍；在敏感因素負(fù)向變化過程中，背壓對(duì)于凝汽器進(jìn)口水溫的敏感度是循環(huán)水流量敏感度的3.5倍。機(jī)力通風(fēng)塔效率與機(jī)力通風(fēng)塔運(yùn)行數(shù)量相關(guān)，即在凝汽器真空接近極限真空前，通過增加機(jī)力通風(fēng)塔風(fēng)機(jī)運(yùn)行數(shù)量可以帶來顯著的機(jī)組凈功率增長(zhǎng)。

表7 標(biāo)準(zhǔn)工況凝汽器背壓的敏感度分析

3.3 輔機(jī)功率對(duì)機(jī)組運(yùn)行狀態(tài)的影響

結(jié)合循環(huán)水流量與循環(huán)水泵開啟數(shù)量(循環(huán)水泵總功率)的關(guān)系，及凝汽器進(jìn)口水溫與機(jī)力通風(fēng)塔風(fēng)機(jī)開啟數(shù)量(機(jī)力通風(fēng)塔風(fēng)機(jī)總功率)的關(guān)系，分析凝汽器背壓對(duì)兩種輔機(jī)輸出功率的敏感程度，結(jié)果如表8和表9所示。

表8 標(biāo)準(zhǔn)工況下關(guān)閉一臺(tái)機(jī)力通風(fēng)塔風(fēng)機(jī)對(duì)凝汽器背壓的影響

表9 標(biāo)準(zhǔn)工況下一臺(tái)循環(huán)水泵由高速變低速對(duì)凝汽器背壓的影響

在標(biāo)準(zhǔn)工況(兩臺(tái)循環(huán)水泵高速運(yùn)行，6臺(tái)機(jī)力通風(fēng)塔風(fēng)機(jī)額定功率運(yùn)行)下，關(guān)閉一臺(tái)機(jī)力通風(fēng)塔風(fēng)機(jī)，減少功率輸出200 kW，機(jī)力通風(fēng)塔效率下降5.7%，背壓增加0.707 kPa，達(dá)到9.49 kPa；將一臺(tái)循環(huán)水泵由高速變?yōu)榈退?，減少功率輸出410 kW，背壓增加0.467 kPa，達(dá)到9.25 kPa。由于所考慮情況下功率變化較低，可以按照線性關(guān)系處理。根據(jù)功率微增原理，在標(biāo)準(zhǔn)工況下，可近似認(rèn)為每減少機(jī)力通風(fēng)塔風(fēng)機(jī)功率100 kW，凝汽器背壓上升0.35 kPa；每減少循環(huán)水泵功率100 kW，凝汽器背壓上升0.112 kPa。因此，從運(yùn)行經(jīng)濟(jì)性方面考慮，在凝汽器背壓下降時(shí)，應(yīng)優(yōu)先考慮通過增加機(jī)力通風(fēng)塔風(fēng)機(jī)輸出功率、降低凝汽器入口水溫的方式進(jìn)行調(diào)節(jié)。

4 總結(jié)

(1) 燃?xì)?蒸汽聯(lián)合循環(huán)冷端設(shè)備整體性能集中反應(yīng)于汽輪機(jī)凝汽器，可通過清潔系數(shù)、凝汽器背壓、凝汽器端差等指標(biāo)進(jìn)行分析?？紤]到凝汽器清洗前后電廠凝汽器性能變化較為明顯，因此建議電廠適當(dāng)加大凝汽器的清洗頻率。經(jīng)計(jì)算，該機(jī)組目前運(yùn)行模式下凝汽器最佳清洗頻率約為10個(gè)月。

(2) 燃?xì)鈾C(jī)組循環(huán)水泵耗功對(duì)汽輪機(jī)背壓及汽輪機(jī)微增功率的影響程度遠(yuǎn)高于傳統(tǒng)燃煤機(jī)組，在凝汽器進(jìn)口循環(huán)水溫度高于5 ℃后的大多數(shù)工況下均是開啟兩臺(tái)高速循環(huán)水泵能夠取得最佳效益。

(3) 在凝汽器真空接近極限真空前，增加機(jī)力通風(fēng)塔風(fēng)機(jī)運(yùn)行數(shù)量會(huì)帶來顯著的凈功率增長(zhǎng)。在實(shí)際生產(chǎn)中，燃?xì)怆姀S機(jī)力塔風(fēng)機(jī)運(yùn)行調(diào)整策略即是：無論大氣條件如何、機(jī)組負(fù)荷多少，只需考慮通過調(diào)整機(jī)力塔風(fēng)機(jī)運(yùn)行配置使凝汽器真空接近極限真空即可。

按照微增功率原理，在標(biāo)準(zhǔn)工況下，可近似認(rèn)為，每減少機(jī)力塔風(fēng)機(jī)功率100 kW，凝汽器背壓上升0.35 kPa；每減少循環(huán)水泵功率100 kW，凝汽器背壓上升0.112 kPa。因此，從運(yùn)行經(jīng)濟(jì)性方面考慮，在凝汽器背壓下降時(shí)，應(yīng)優(yōu)先考慮通過增加機(jī)力塔風(fēng)機(jī)輸出功率、降低凝汽器入口水溫的方式進(jìn)行調(diào)節(jié)。