CN104088771B - 电厂循环冷却水系统水泵机组最优组合运行方案的精确确定方法 - Google Patents

Abstract

本发明提供一种电厂循环冷却水系统水泵机组最优组合运行方案的精确确定方法。对于电厂多台、多型号并联水泵机组的循环冷却水系统，在任一主机负荷和入口水温下，计算循环冷却水系统水泵机组不同运行组合时的各台水泵机组流量Q _j 及耗电功率P _{d j} ；计算汽轮机排汽量；针对循环水泵机组不同组合运行方式，计算凝汽器压力p _k；计算汽轮机发电功率；计算电厂循环冷却水系统水泵机组不同运行组合时发电净收益ΔP _r ；确定净收益最大的水泵机组运行组合为循环冷却水系统水泵机组运行最优组合方案，使电厂净出力最大。将水泵机组最优组合运行方案制成表格，方便使用。不需增加任何设备和调节装置，即可实现循环冷却水系统水泵机组优化组合运行。

Description

电厂循环冷却水系统水泵机组最优组合运行方案的精确确定 方法

技术领域

本发明涉及一种确定电厂循环冷却水系统水泵开机组合的算法，尤其是电厂循环冷却水系统水泵机组最优组合运行方案的精确确定方法。

背景技术

随着我国国民经济的迅速发展，市场对电力的直接需求和潜在需求迅速上升，因此，现代电力工业成为我国规模巨大且发展迅速的先行行业。最近几年，我国电力供需矛盾非常突出，国民经济的发展因此受到了严重制约。

循环冷却水系统是电厂的重要系统之一。循环冷却水系统的用电量虽然只占电厂发电量的1.0％～1.5％，但循环冷却水系统的运行直接影响汽轮机的真空度，从而影响汽轮机的出力和安全。电厂循环冷却水系统供水能力按发电机组最大负荷和允许最高进水温度的最不利情况设计，而发电机组大部分时间在小于最大负荷和冷却进水低于允许最高进水温度下运行。电厂运行管理，通常按季节粗略确定循环冷却水系统水泵的开机台数，缺少分析计算，无理论依据。实际上，同一季节的不同的天、同一天的不同时刻，环境温度和进水温度都会相差很大。因此，电厂普遍存在过度冷却，偶尔也会出现冷却不足的现象，结果造成能源严重浪费。

发明内容

本发明的目的就是为克服目前电厂普遍存在的过度冷却，偶尔也会出现冷却不足的现象，造成能源严重浪费的缺点，优化循环冷却水系统水泵机组运行组合，使电厂净出力最大。

为实现以上目的，本发明的技术方案如下：

提供一种电厂循环冷却水系统水泵机组最优组合运行方案的精确确定方法，包括以下步骤：

A.计算循环冷却水系统水泵机组不同运行组合时的各台水泵机组流量Q_j及电机输入功率P_dj。

循环冷却水系统中各台水泵的性能曲线由设备生产厂家提供。参与运行的水泵扬程性能曲线可用方程拟合为：

H_j＝A_j·Q_j ²+B_j·Q_j+C_j(j＝1，2，3，…，n) (1)

其中，j表示机组编号；n为循环水泵机组运行台数；H_j为第j台套机组的水泵扬程，m；A_j、B_j、C_j为常数。式(1)共有n个方程。

根据循环冷却水系统管路及相关阀件的设置，确定系统净扬程H_st与管路阻力系数S。管路特性曲线方程可表示为：

$H_j=H_{st}+S{\left(\underset{j=1}{\overset{n}{\mathrm{\Σ}}}{Q}_j\right)}^2---\left(2\right)$

联列方程(1)、(2)共n+1个方程，求解得到各台水泵运行流量Q_j(j＝1，2，3，…，n)和扬程H_j＝H(多台水泵并联运行，其扬程相等)共n+1个变量。第j台水泵配套电机的输入功率为(kW)

$P_{dj}=\frac{{\mathrm{\ρgQ}}_j{H}_j/1000}{{\mathrm{\η}}_{pj}\·{\mathrm{\η}}_{cj}\·{\mathrm{\η}}_{dj}}---\left(3\right)$

其中，ρ为水的密度，kg/m³；g为重力加速度，m/s²；η_pj为第j台水泵效率，由设备生产厂家提供；η_cj为第j台水泵机组传动效率，直联传动时为100％；η_dj为第j台水泵机组电动机效率，由设备生产厂家提供。

B.计算汽轮机排汽量。纯凝式汽轮机末级蒸汽流量与机组负荷近似成正比。根据THA工况运行时汽轮机的负荷率β_T与排汽量D_cT′，得出负荷率为β时的排汽量D_c′，即

${D_c}^{\′}=\frac{{D_{cT}}^{\′}}{{\mathrm{\β}}_T}\mathrm{\β}---\left(4\right)$

其中β_T和D_cT′分别为THA工况运行时汽轮机的负荷率与排汽量，THA工况为热耗考核或称热耗保证工况，β为汽轮机任一工况的负荷率。

若电厂锅炉给水泵采用小汽轮机驱动，小汽轮机的排汽排往凝汽器。因此，考虑到小汽轮机排汽量D_g与负荷率的关系，则汽轮机任一工况广义排汽量为：

D_c＝D′_c+D_g (5)

C.在循环冷却水系统水泵机组不同运行组合运行方式下，确定不同负荷、不同冷却水入口水温下的凝汽器压力p_k。

冷却水温升：

$\mathrm{\Δ}t=\frac{D_c(h_c-h_c^{\′})}{D_w{c}_p}---\left(6\right)$

式中，Δt为冷却水温升，℃；h_c－h_c′表示1kg蒸汽在凝汽器中凝结放出的热量，由于在较大的凝汽器压力变化范围内，h_c－h_c′变化范围很小，因此，可以近似取为2180kJ/kg(小型机组大约为2300kJ/kg)；冷却水比热c_p＝4.187kJ/(kg·℃)；D_c为汽轮机广义排汽量，t/h，D_w为冷却水流量，m³/h。上式可变为：

$\mathrm{\Δ}t=\frac{520D_c}{D_w}---\left(7\right)$

可见，冷却水温升与汽轮机广义排汽量D_c成正比，与冷却水流量D_w成反比。

在冷却水流量D_w一定时，凝汽器端差δt可以用A.B.雪格里雅夫提出的经验公式计算，公式为：

$\mathrm{\δ}t=\frac{n}{31.5+t_{w1}}(\frac{D_c\×1000}{A}+7.5)---\left(8\right)$

式中：δt为凝汽器端差，℃；n表示凝汽器工作情况的系数，n＝5～7，它与凝汽器的工作状况相关，对清洁且密封性能良好的凝汽器，n值较小，在D_c较大时采用较大的n值，一般取6。t_w1为冷却水入口水温，℃；A为凝汽器有效换热面积，m²。

在冷却水流量D_w一定时，根据不同的冷却水入口水温t_w1和广义排汽量D_c可以求出冷却水温升Δt和凝汽器端差δt。由饱和蒸汽温度计算公式t_s＝t_w1+Δt+δt，可算出t_s，即

$t_s=t_{w1}+\frac{520D_c}{D_w}+\frac{n}{31.5+t_{w1}}(\frac{D_c\×1000}{A}+7.5)---\left(9\right)$

凝汽器压力为：

$p_k=0.00981{\left(\frac{t_s+100}{57.66}\right)}^{7.46}---\left(10\right)$

D.计算汽轮机发电功率P。

根据计算得出或者从汽轮机制造厂商处获得排汽压力对汽轮机发电功率修正曲线，拟合出某一汽轮机负荷率时排汽压力p_c和发电功率P之间的关系式，即

P＝a·p_c ²+b·p_c+c (11)

其中，a、b、c为常数。

忽略排汽缸蜗壳损失与凝汽器的喉部压力损失，凝汽器压力p_k与汽轮机低压缸排汽压力p_c近似相等。将循环水泵不同组合运行方式下的凝汽器压力值(即排汽压力值)代入式(11)，即可求得对应的汽轮机发电功率P。

E.电厂发电净收益计算与水泵机组最优组合运行方案确定。

将汽轮机发电功率与循环冷却水系统耗电功率联系起来进行分析，针对设置多台同型号水泵和多台同型号水泵加1台小泵的循环冷却水系统，计算同一进水温度与汽轮机负荷率时，循环冷却水系统不同运行方案对应的电厂发电净收益ΔP_r，即为

${\mathrm{\ΔP}}_r=\underset{i=1}{\overset{m}{\mathrm{\Σ}}}{P}_i-\underset{j=1}{\overset{n}{\Σ}}{P}_{dj}---\left(12\right)$

式中，P_i为第i台汽轮机发电功率；m为发电机运行台数；P_dj为循环冷却水系统第j台循环水泵机组耗电功率；n为循环水泵机组运行台数；Δp_r为发电净收益，r＝1，2，3，…，s，s为循环冷却水系统水泵机组组合运行方案数。

电厂在循环冷却水系统某一进水温度与汽轮机负荷率条件下，循环冷却水系统水泵机组运行组合不同，电厂发电功率与循环冷却水系统耗电功率的差——发电净收益ΔP_r也不同。当净收益ΔP_r最大时，此时的循环冷却水系统水泵机组运行组合即为水泵机组最优组合运行方案。用同样方法计算确定出多种进水温度和汽轮机负荷率条件下的循环冷却水系统水泵机组最优组合运行方案，并绘制成表格，供电厂实际运行调整使用。

本发明对于电厂多台、多型号并联水泵机组的循环冷却水系统，在任一主机负荷和环境温度下，确定最优水泵机组运行组合，使电厂净出力最大，不需增加任何设备和调节装置，即可实现循环冷却水系统水泵组合优化运行。本发明可应用于确定循环冷却水系统水泵机组运行组合方案，实施例电厂计算表明，每年可增加电厂发电收益725万度电，具有重大的经济效益。

附图说明

图1本发明实施例循环冷却水系统图；

图2本发明实施例1台和3台循环水泵并联运行时的系统性能曲线。

具体实施方式

下面结合附图并通过实施例对本发明作进一步说明：

某火电厂有2台330MW纯凝式汽轮机组，循环冷却水系统为带冷却塔的扩大单元制二次循环供水系统，如图1。电厂原运行方案为：夏季2台主机运行开4台循环水泵，春秋季2台主机运行开3台循环水泵，冬季2台主机运行开2台循环水泵。单台水泵额定工况流量为17604m³/h，扬程为22.5m，功率为1123kW。

A.计算循环冷却水系统水泵机组不同运行组合时的各台水泵机组流量Q_j及耗电功率P_dj

图2为本发明实施例1台和3台循环水泵运行时的系统扬程性能曲线。

通过拟合得到，式(1)中单台水泵性能曲线方程的系数A₁、B₁、C₁分别为–0.9026、5.3734、17.9351，将其代入式(1)，得到单台水泵的扬程性能曲线方程为

H＝–0.9026Q²+5.3734·Q+17.9351

系统净扬程H_st为12.68698m。

2主机2泵和2主机4泵运行时，循环泵房出口联络阀为关闭状态，相当于单元制供水。1台水泵和2台水泵向同1条管路供水的两种方案，管路阻力系数S为0.1025947s²/m⁵，代入式(2)得到循环冷却水系统管路特性曲线方程为：

H＝12.68698+0.1025947Q²

2主机1泵和2主机3泵运行时，联络阀为打开状态，将2台主机循环冷却水系统的2条供水管路看作一个整体，管路阻力系数S为0.024321867s²/m⁵，代入式(2)得到其管路特性曲线方程为：

H＝12.68698+0.024321867Q²

管路特性曲线与水泵性能曲线的交点即为水泵的工作点。如图2，对单台水泵机组运行时，联列求解两曲线的方程组，得到单泵流量为6.25m³/s，水泵扬程为13.64m。根据厂家提供的资料，此时水泵效率为86.2％，电机效率为94.7％，传动效率为100％(直联传动)，代入式(3)，得到单台水泵机组运行时电机输入功率为

$P_{dj}=\frac{{\mathrm{\ρgQ}}_j{H}_j/1000}{{\mathrm{\η}}_{pj}\·{\mathrm{\η}}_{cj}\·{\mathrm{\η}}_{dj}}=\frac{9.8\×1000\×6.25\×13.64/1000}{86.2\%\×1000\%\×94.7\%}=1023.004kW$

同理，可以计算得到循环冷却水系统水泵机组其他不同组合运行方式下的水泵机组运行工况，如表1所示。

表1循环水泵机组不同运行组合时工况

B.分析汽轮机特性。

根据实施例电厂已有的数据，在THA工况下，汽轮机功率为315.112MW，主机排汽量为557.48t/h，负荷率为95.49％。则以汽轮机负荷率100％为例，根据式(4)得到汽轮机排汽量为

${D_{ci}}^{\′}=\frac{{D_{cT}}^{\′}}{{\mathrm{\β}}_T}{\mathrm{\β}}_i=\frac{557.48}{95.49\%}\×100\%=583.82t/h$

根据负荷率100％时小汽轮机排汽量35.60t/h，由式(5)可得，汽轮机广义排汽量为：

D_ci＝D′_ci+D_g＝583.82+35.60＝619.42t/h

同理，可得汽轮机不同负荷率(表中仅列出负荷率100％、90％、80％、……、40％)时的广义排汽量，如表2所示。

表2汽轮机广义排汽量与负荷关系

C.在循环水泵不同组合运行方式下，确定不同负荷、不同冷却水入口水温下的凝汽器压力p_k。

对循环水泵不同组合运行方案(即一定的循环水流量)下的凝汽器进行计算，得到凝汽器压力与入口水温和汽轮机负荷之间的关系。在确定了具体的凝汽器和冷却塔参数后，凝汽器入口水温t_w1与气象条件等因素有关，受循环水泵的运行方式影响不大。所以当循环水泵的运行方式发生改变后，仍取变化前的入口水温作为变化后的凝汽器入口水温。

以汽轮机负荷率100％、入口水温t_w1＝5℃、2主机1泵运行为例，则汽轮机广义排汽量D_c＝619.42t/h，冷却水流量D_w＝6.25×3600＝22500t/h，凝汽器工作系数n取6，凝汽器有效换热面积A＝20248m²，代入式(9)，饱和蒸汽温度

根据式(10)，凝汽器压力为

$\begin{array}{c}{p}_k=0.00981{\left(\frac{t_s+100}{57.66}\right)}^{7.46}\\ =0.00981{\left(\frac{39.89+100}{57.66}\right)}^{7.46}\\ =7.30kPa\end{array}$

表3为1台水泵和2台汽轮机运行、凝汽器入口水温在5℃时的凝汽器参数，其中，β为2台汽轮机负荷率(表中仅列出负荷率100％、90％、80％、……、40％)。同理，可计算出其他不同入口水温、不同水泵组合运行方式下凝汽器参数。

表3 1台水泵和2台汽轮机运行时凝汽器运行参数

D.计算汽轮机发电功率P。

根据不同负荷率时排汽压力对功率的修正曲线，采用式(11)拟合出某一汽轮机负荷率时排汽压力p_c和发电功率P之间的关系式，如表4(表中仅列出负荷率为100％、90％、80％、……、40％对应的关系式)。

表4不同负荷率时汽轮机发电功率与排汽压力关系式

以汽轮机负荷率100％为例，汽轮机发电功率P(MW)与排汽压力p_c(kPa)关系式为：

P＝–0.00824p_c ²–2.2460p_c+341.9297

由于认为汽轮机排汽压力与凝汽器压力近似相等，故汽轮机负荷率100％、入口水温5℃、2主机1泵运行时汽轮机排汽压力p_c＝p_k＝7.3kPa，代入上式，得汽轮机发电功率

P＝0.00824p_c ²–2.2460p_c+341.9297＝325.1005MW

同理，可计算得出其他各种负荷率下不同排气压力时的汽轮机发电功率。

E.电厂发电净收益计算与水泵机组最优组合运行方案确定。

2主机1泵运行时，汽轮机负荷率100％、入口水温5℃时，循环水系统耗电功率为1023.004kW(见表1)，则电厂发电净收益

${\mathrm{\ΔP}}_r={\mathrm{\ΔP}}_1=\underset{i=1}{\overset{2}{\mathrm{\Σ}}}{P}_i-\underset{j=1}{\overset{1}{\mathrm{\Σ}}}{P}_{dj}=325.1005\×2-1023.004/1000=649.178MW$

用同样方法，可计算出相同条件下电厂循环冷却水系统2台、3台、4台水泵并联运行时电厂发电净收益分别为666.436MW、665.796MW、664.514MW。通过分析比较，可以确定，在此条件下，2台循环水泵并联运行时电厂发电净收益最大，也即电厂循环冷却水系统最优水泵组合运行方案为：2台循环水泵并联运行。

同理，可以确定其他入口水温、汽轮机负荷率时电厂循环冷却水系统最优水泵组合运行方案(同型号水泵机组)。实施例电厂2台主机组运行时，循环冷却水系统水泵机组最优组合运行方案(同型号水泵机组)如表5。

表5循环冷却水系统水泵机组最优组合运行方案(同型号水泵机组)

为了增加循环冷却水系统供水流量的可调性，考虑为系统配备1台套小流量泵机组，其参数为：额定工况水泵流量2.275m³/s，扬程22.5m，功率571kW。用同样方法可以计算出电厂循环冷却水系统水泵机组最优组合运行方案(大小水泵机组)。实施例电厂2台主机组运行时，循环冷却水系统水泵机组最优组合运行方案(大小水泵机组)如表6。

表6循环冷却水系统水泵机组最优组合运行方案(大小水泵机组)

在实际生产中，电厂2台主机运行时，只需要根据实际的入口水温t_w1和负荷率β，就可以在从表5或表6中查找到对应的区域，确定循环冷却水系统水泵机组最优组合运行方案，以获得整个电厂经济性上的最优。经计算比较，实施例电厂循环冷却水系统采用本发明的大小水泵机组最优组合运行方案(表6)，较同型号水泵机组最优组合运行方案(表5)每年增加净收益175万度电，较原实际采用的运行方案每年增加净收益725万度电，节能增益效果显著。

Claims (7)

1.一种电厂循环冷却水系统水泵机组最优组合运行方案的精确确定方法，其特征在于，包括以下步骤：

步骤A:计算循环冷却水系统水泵机组不同运行组合时的各台水泵机组流量Q_j及电机输入功率P_dj；

步骤B：计算汽轮机排汽量；

步骤C：在循环冷却水系统水泵机组不同运行组合运行方式下，计算不同负荷、不同冷却水入口水温下的凝汽器压力p_k；

步骤D：计算汽轮机发电功率P；

步骤E：计算电厂发电净收益ΔP_r：在循环冷却水系统某一进水温度与汽轮机负荷率条件下，循环冷却水系统水泵机组运行组合不同，电厂发电净收益ΔP_r也不同；确定ΔP_r最大时对应的循环冷却水系统水泵机组运行组合即为该进水温度与汽轮机负荷率条件下的水泵机组最优组合运行方案；计算确定不同进水温度与汽轮机负荷率条件下的循环冷却水系统水泵机组最优组合运行方案。

2.根据权利要求1所述的电厂循环冷却水系统水泵机组最优组合运行方案的精确确定方法，其特征在于：步骤A所述各台水泵机组流量Q_j的求解过程如下：

联列系统参与运行的水泵扬程性能曲线方程和管路性能曲线方程 由于各水泵并联运行，其扬程相等，H_j＝H，则得到n+1个方程，求得n+1个变量Q_j(j＝1，2，3，…，n)和H，其中j为机组编号，n为循环水泵机组运行台数，H_j为第j台水泵机组的水泵扬程，A_j、B_j、C_j为常数，H_st为系统净扬程，S为管路阻力系数；

步骤A所述各台水泵机组电机输入功率P_dj的求解过程如下：

其中ρ为水的密度，g为重力加速度，η_pj为第j台水泵机组的水泵效率，η_cj为第j台水泵机组的传动效率，η_dj为第j台水泵机组的电动机效率。

3.根据权利要求1所述的电厂循环冷却水系统水泵机组最优组合运行方案的精确确定方法，其特征在于：步骤B所述汽轮机排汽量的求解过程如下：

(1)其中β_T和D_cT′分别为THA工况运行时汽轮机的负荷率与排汽量， THA工况为热耗考核或称热耗保证工况，β为汽轮机任一工况的负荷率；

(2)电厂锅炉给水泵采用小汽轮机驱动，小汽轮机的排汽排往凝汽器，则得到汽轮机任一工况广义排汽量为：D_c＝D_c′+D_g，其中D_g为小汽轮机排汽量。

4.根据权利要求1所述的电厂循环冷却水系统水泵机组最优组合运行方案的精确确定方法，其特征在于：步骤C所述凝汽器压力p_k的求解过程如下：

(1)冷却水温升：其中h_c－h_c′表示1kg蒸汽在凝汽器中凝结放出的热量，取为2180kJ/kg，冷却水比热c_p＝4.187kJ/(kg·℃)，D_c为汽轮机任一工况广义排汽量，D_w为冷却水流量，则

(2)凝汽器端差δt：在冷却水流量D_w一定时，用A.B.雪格里雅夫提出的经验公式计算n为凝汽器工作情况的系数，n＝5～7，t_w1为冷却水入口水温，A为凝汽器有效换热面积；

(3)饱和蒸汽温度t_s：

(4)凝汽器压力p_k：

5.根据权利要求4所述的电厂循环冷却水系统水泵机组最优组合运行方案的精确确定方法，其特征在于：步骤D所述汽轮机发电功率P的求解过程如下：

P＝a·p_c ²+b·p_c+c，其中a、b、c为常数，p_c为汽轮机低压缸排汽压力，取p_c＝p_k。

6.根据权利要求5所述的电厂循环冷却水系统水泵机组最优组合运行方案的精确确定方法，其特征在于：步骤E所述电厂发电净收益ΔP_r的求解过程如下：

其中P_i为第i台汽轮机发电功率，m为汽轮机运行台数，P_dj为循环冷却水系统第j台运行水泵机组的电机输入功率，n为循环水泵机组运行台数，r＝1，2，3，…，s，s为循环冷却水系统水泵机组组合运行方案数。

7.根据权利要求1所述的电厂循环冷却水系统水泵机组最优组合运行方案的精确确定方 法，其特征在于：将步骤E计算确定的不同进水温度与汽轮机负荷率条件下的循环冷却水系统水泵机组最优组合运行方案绘制成表格，供电厂实际运行时对照使用。