高背压供热机组给水泵汽轮机改造的经济性分析和方案优化
Economic Analysis and Optimized Scheme of Feedwater Pump Turbine Retrofit of High Back Pressure Heating Unit

作者: 成渫畏 :华电集团有限公司山东公司,山东 济南; 王学栋 :华电电力科学研究院有限公司,浙江 杭州; 姜维军 , 宋 岩 :华电青岛发电有限公司,山东 青岛;

关键词: 双背压双转子互换给水泵汽轮机高背压改造循环水供热汽轮机改造Dual-Back Pressure and Dual-Rotor Exchange Feed Water Pump Turbine High Back Pressure Retrofit Heating Supply with Circulating Water Turbine Retrofit

摘要:
针对3台300 MW等级高背压循环水供热机组,试验研究了给水泵汽轮机实施一根转子的改造方案,在改造前、改造后高背压工况、改造后正常背压工况下的性能指标。青岛1号机组改造前300 MW工况下,给水泵汽轮机效率为78.185%;改造后正常背压工况下,三台机组给水泵汽轮机效率比设计值低6%~8%;高背压供热工况下,给水泵汽轮机的效率比设计值低15%~31%。本文对给水泵汽轮机的改造方案进行优化,分析计算了一新一旧的双转子方案和两根新转子方案。采用一新一旧的改造方案,即非供热期,给水泵汽轮机恢复原转子运行的经济性较好。采用电泵驱动的超临界350 MW高背压供热机组比上述采用一根转子的改造方案,厂用电率增加2.9%以上,供电煤耗率增加7.17 g/kW∙h。

Abstract: For three 300 MW grade high back pressure units heating with circulating water, the performance index of feed water pump turbine with one rotor reform scheme under three working conditions is studied experimentally. These conditions are operating condition before reform, high back pressure condition after reform and normal back pressure condition after modification. Under the condition of 300 MW before reform, the efficiency of feed water pump turbine of Tsingdao No.1 unit is 78.185%. Under normal back pressure condition after reform, the efficiency of three feed water pump steam turbines is 6%~8% lower than the design value. Under condition of high back pressure, the efficiency of three feed pump steam turbines is 15%~31% lower than the design value. The retrofit scheme of feed water pump steam turbine is optimized. The dual rotor scheme of a new and an old rotor as well as two new rotor schemes are analyzed and calculated. Adopting the dual rotor scheme of swapping a new and an old rotor, during non-heating period, the economy of the feed pump turbine to restore the original rotor is better. Compared with above modification scheme with one rotor, the auxiliary power consumption of a supercritical 350 MW high back pressure heating unit driven by electric pump increases over 2.9%, and its power supply coal consumption increasing 7.17 g/kW∙h.

1. 引言

“双背压双转子互换”供热技术是汽轮机低压缸在供热期采用高背压设计的低压转子,非供热期采用原设计的正常背压的低压转子,两者互换。华电集团山东公司首创的“双背压双转子互换”改造技术解决了抽凝机组高背压供热改造的关键技术难题,使得我国北方地区可以广泛地开展双背压双转子互换供热改造技术 [1] [2]。据不完全统计,目前在全国范围内已有近30台135 MW、200 MW、300 MW等级的机组实施了“双背压双转子互换”的供热改造技术 [3] [4] [5] [6]。

为了提高汽轮机组回热系统的经济性,亚临界300 MW以上机组采用汽动给水泵。对于排汽到主机凝汽器的给水泵汽轮机,在供热期,由于凝汽器背压大幅度升高,导致给水泵汽轮机出力严重不足,因此在进行主机改造的同时,给水泵汽轮机也需要进行配套改造,以适应主机高背压运行工况。华电青岛公司2号机组是第一台进行高背压改造的300 MW等级机组,改造时考虑技术难度和运行安全性、工作量、工期等因素,给水泵汽轮机选择了一根转子的改造方案,即仅用一根转子适应高、低背压两种运行工况,以后黄台、裕华、清苑、大连、阳光等多家电厂的300 MW等级机组的给水泵汽轮机也实施了同样的改造方案 [7] [8] [9]。

给水泵汽轮机的这种改造方案存在以下两个问题:(1) 给水泵汽轮机在两种工况下运行,工况变化大,给通流部分末两级叶片的安全运行带来隐患;(2) 由于通流部分的设计需要适应两种工况,使得给水泵汽轮机在任一种工况下运行的经济性都达不到最佳,从而影响主机的性能指标。

目前,国内学者针对抽凝机组高背压供热开展的研究都是针对主机高背压供热改造技术和机组运行经济性等方面的内容。有关给水泵汽轮机的高背压供热改造,相关文献仅是介绍了改造的技术内容,以及与主机匹配的运行问题,而对给水泵汽轮机改造后的性能缺少研究与分析 [10] [11] [12]。本文利用热力法,进行给水泵汽轮机高背压改造前、以及改造后供热期和非供热期的性能试验,计算三种工况下,给水泵汽轮机的性能指标,分析改造方案对给水泵汽轮机及主机性能指标的影响。

2. 给水泵汽轮机技术规范及改造内容

华电青岛公司1号、2号汽轮机高背压供热改造前型号为C300-16.7/0.79/538/538,为亚临界、一次中间再热、高中压合缸、双缸双排汽、单轴抽汽凝汽式汽轮机。为了满足青岛市热负荷的快速发展,分别于2013~2014年、2018~2019年供热季前改造为高背压循环水供热机组,给水泵汽轮机通流部分进行配套改造。

2.1. 给水泵汽轮机改造前后技术规范

给水泵汽轮机原设计背压为4.5 kPa~12 kPa,而供热期间凝汽器背压高达54 kPa,造成给水泵汽轮机排汽压力升高且出力不足。通过研发制造新转子和通流部分、更换叶片材料、改造蒸汽室喷嘴环、加工新的导叶持环等方案,使得给水泵汽轮机同时满足在纯凝和高背压两种工况下安全运行的要求(即一根转子的改造方案)。给水泵汽轮机改造前、后技术规范如表1表2所示。

Table 1. Technical specification for design of feed water pump turbine before reform

表1. 给水泵汽轮机改造前设计技术规范

Table 2. Technical specification for design of feed water pump turbine after reform

表2. 给水泵汽轮机改造后设计技术规范

2.2. 改造后的运行方式

机组非采暖期运行,系统没有供热功能,运行方式同改造前一样,给水泵汽轮机进汽为主机四段抽汽,调节功能由调门来实现;采暖期运行,系统有供热功能,汽轮机背压升高到54 kPa,给水泵汽轮机需要采用部分再热器冷端抽汽做功才能满足给水泵功率要求,这时给水泵汽轮机主调门全开,调节功能由管道调节阀来实现。

3. 给水泵汽轮机性能测试

3.1. 试验内容和工况

为了确切了解300 MW等级机组给水泵汽轮机高背压改造后的性能和改造方案存在的问题,进行了3台机组给水泵汽轮机改造前后的性能试验。青岛公司1号机组改造前纯凝300 MW工况、改造后高背压额定工况、改造后正常背压纯凝300 MW工况的试验;青岛公司2号机组改造后高背压额定工况、正常背压纯凝300 MW工况的试验;华能某厂300 MW等级机组改造后高背压额定工况、正常背压纯凝300 MW工况的试验。

3.2. 试验测量设备和测量方法

利用热力法测量计算给水泵汽轮机的热力性能,需要测量给水泵组进水参数、出水参数,以及给水泵汽轮机的进汽参数、排汽参数,压力用0.1级精密压力变送器测量,温度用精密热电偶配合温度变送器测量,流量差压用0.1级精密差压变送器测量。给水泵汽轮机的进汽来自设计汽源汽轮机本体的四段抽汽。试验时,维持汽轮机发电功率、主再热蒸汽参数稳定、给水流量和回热系统稳定,以保障给水泵汽轮机试验结果的准确性。

3.3. 试验结果

青岛公司1号、2号机组A、B给水泵汽轮机性能试验主要数据及结果列入表3

Table 3. Main results of feed water pump turbine performance test

表3. 给水泵汽轮机性能试验主要结果

青岛1号机组改造前,300 MW工况下,A、B给水泵汽轮机效率分别为81.35%、75.02%,平均效率78.185%,达不到设计值81%;改造后额定主蒸汽流量对应的高背压供热工况下,A、B给水泵汽轮机的效率分别为61.87%、62.04%,平均效率61.955%,小于给水泵汽轮机采暖工况设计效率77.2%;改造后正常背压300 MW工况下,A、B给水泵汽轮机的效率分别为69.31%、75.07%,平均效率72.19%,达不到非采暖工况设计效率80.1%。

青岛2号机组改造后,最大高背压供热工况下,A、B给水泵汽轮机的效率分别为42.95%、49.43%,平均效率46.19%,小于给水泵汽轮机采暖工况设计效率77.2%;改造后320 MW正常背压纯凝工况下,A、B给水泵汽轮机的效率分别为76.75%、71.46%,平均效率74.11%,达不到非采暖工况设计效率80.1%。

华能某厂300机组,给水泵汽轮机改造后,高背压工况下,平均效率为50.88%,正常背压工况下,平均效率为73.81%,分别比设计值低7.5%~29.2%。

3.4. 试验结果分析

机组高背压供热改造后,青岛1号机组给水泵汽轮机采暖期效率和非采暖期效率比设计值小8%~15%;2号机组给水泵汽轮机采暖期效率和非采暖期效率比设计值小6%~31%;华能某厂300 MW等级机组给水泵汽轮机采暖期效率和非采暖期效率比设计值小7.5%~29.2%。

改造后正常背压工况下,给水泵汽轮机效率比设计值低6%~8%,青岛1号机组给水泵汽轮机效率的平均值还达不到改造前已经运行了23年的效率;高背压供热工况下,给水泵汽轮机的效率与设计值的差距更大。说明给水泵汽轮机采用一根转子满足主机高背压供热、正常背压纯凝运行的改造方案,在通流部分设计时,在级的焓降分配、末两级叶片强度方面,需要同时兼顾两种工况安全运行的要求,因此在每一种工况下,给水泵汽轮机效率都达不到最佳,与设计值存在较大的偏差。尤其青岛2号机组作为第一台改造的机组,供热期为了保证出力,给水泵汽轮机采用一部分高压缸排汽,调门存在很大的节流损失,所以导致此工况下,给水泵汽轮机的效率最低,比设计值低31%;华能某厂300 MW机组给水泵汽轮机也存在这种现象,供热期运行效率与设计值存在很大的差距。

4. 给水泵汽轮机性能对主机性能指标影响的计算分析

4.1. 给水泵汽轮机效率对主机性能指标的影响

给水泵汽轮机改造后,采暖期效率和非采暖期效率比设计值小6%~31%,导致机组全年运行的经济性,尤其是非采暖期运行的经济性下降。

青岛公司1号机组在高背压供热工况下,A、B给水泵汽轮机的试验效率分别为61.87%、62.04%,虽然达不到设计效率,但与“汽轮机热力特性计算书”给定的效率63%比较接近。考虑到供热工况,工质在锅炉中的吸热量只能用于供热和发电两种用途,给水泵汽轮机效率低于设计值,也仅仅影响主机的发电功率和热化发电率。机组发电功率降低,但用于供热的低压缸排汽能量增加,机组循环热效率没有变化,因此不考虑给水泵汽轮机高背压工况下效率的降低对主机性能指标的影响。但正常背压工况下,给水泵汽轮机效率降低导致整机性能指标下降。给水泵汽轮机效率降低,抽汽量增加,发电功率降低,机组冷源损失增加,有两种优化方案供考虑:(1) 机组高背压供热期,给水泵汽轮机用改造后的转子,非供热期用改造前原有的转子(一新一旧的双转子方案);(2) 机组高背压供热期,给水泵汽轮机用改造后的转子,非供热期新设计一根专用的转子,此工况下,给水泵汽轮机达到常规的设计效率81% (两根新转子方案)。

在进行两种优化方案计算时,机组给水流量、发电机功率不变,因此A、B给水泵轴功率的总量不变,当给水泵汽轮机效率增加时,蒸汽在给水泵汽轮机内的焓降成正比增加,四段抽汽量成正比减少,其发电功率的增加作为纯收益。表4列出两种优化方案的计算结果。

以上两种给水泵汽轮机改造优化方案,机组在正常背压下运行时,如果换原转子或新加工一根适合正常背压运行的转子,单台给水泵汽轮机抽汽量的减少可使机组满负荷工况发电功率增加365.3 kW、518.1 kW。

4.2. 给水泵汽轮机优化改造方案的经济性分析

给水泵汽轮机的单转子改造方案,导致给水泵汽轮机全年运行的效率不高,尤其是对主机非供热期运行的经济性影响更大。青岛2号机组非供热期平均运行负荷为228.26 MW,供热期平均运行负荷为215 MW。对以上优化改造方案,按非供热期平均运行负荷计算给水泵汽轮机进汽量减少和主机发电功率的增量,两个方案单台给水泵汽轮机进汽量减少1349.8 kg/h、1914.3 kg/h;导致机组发电功率增加277.9 kW、394.2 kW;由于此值是发电功率的增量,因此不考虑厂用电率的影响,按上网电价0.42元/kW∙h计算,非供热期增加售电收入分别为39.7万元、56.32万元。而一台给水泵汽轮机的检修费用为5万元,一台给水泵汽轮机改造的费用为349万元,非供热期经检修恢复原转子运行的收益很高,所以从降低改造成本和提高机组全年运行经济性考虑,非供热季,给水泵汽轮机应恢复原通流部分运行。

4.3. 单转子改造方案与全电泵驱动方案的经济性对比

某新建超临界350 MW高背压供热机组实施了全电动给水泵的方案,此方案导致机组厂用电率和供电煤耗率增加。表5列出该机组考核试验结果。

Table 4. Calculation result of the effect of feed water pump turbine efficiency on performance index of the turbine unit

表4. 给水泵汽轮机效率对主机性能指标影响的计算结果

Table 5. Test results of supercritical 350 MW high back pressure heating unit

表5. 超临界350 MW高背压供热机组考核试验结果

该机组2018年全年统计数据,厂用电率8.03%、供电煤耗率247.14 g/kW∙h。而青岛1号机组,汽动给水泵运行,2018年全年厂用电率为5.12%。以上超临界350 MW机组比青岛1号机组厂用电率高2.9%,在设计工况下,电动给水泵设计厂用电率占比为3.82%。按实际两台机组厂用电率差值2.9%作为超临界350 MW机组电动给水泵的厂用电率占比,该机实施电泵驱动方案导致机组供电煤耗率增加7.17 g/kW∙h。

5. 结论

为适应汽轮机组高背压循环水供热,给水泵汽轮机采用一根转子的改造方案导致在供热期、非供热期运行的热效率都不能达到最佳。由热力性能试验得到300 MW等级机组给水泵汽轮机改造前、改造后高背压工况、改造后正常背压工况的热效率。改造后正常背压工况下,三台机组给水泵汽轮机效率比设计值低6%~8%,青岛1号机组给水泵汽轮机效率的还达不到改造前已经运行了23年的效率;高背压供热工况下,给水泵汽轮机的效率比设计值的低15%~31%。

对给水泵汽轮机的改造方案进行优化,提出一新一旧的双转子方案和两根新转子方案,并分析计算了青岛公司1号机组两种优化方案下,由于效率的提高,导致非供热工况下,给水泵汽轮机进汽量减少、机组发电功率和售电收入增量。根据经济指标的分析对比,给水泵汽轮机恢复原转子运行的经济性较好。并比较了给水泵汽轮机单转子改造方案和新建机组的全电动给水泵方案,后者使机组厂用电率增加2.9%,供电煤耗率增加7.17 g/kW∙h。

文章引用: 成渫畏 , 王学栋 , 姜维军 , 宋 岩 (2020) 高背压供热机组给水泵汽轮机改造的经济性分析和方案优化。 清洁煤与能源, 8, 13-20. doi: 10.12677/CCE.2020.82003

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