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國產(chǎn)300MW機組除氧器暫態(tài)過程試驗研究
田 豐1，徐之昌1，劉務(wù)波2
（1．廣東省電力試驗研究所，廣東 廣州
510600；2．韶關(guān)發(fā)電廠，廣東 韶關(guān) 512132）
摘 要：大型機組除氧器暫態(tài)過程一直是機組安全運行廣為關(guān)注的問題。文中通過對某國產(chǎn)300MW機組在功率突變工況下，除氧器有關(guān)參數(shù)的測量和計算，利用熱力學(xué)第一定律建立了除氧器熱平衡方程，得出機組在該工況下給水泵不會發(fā)生汽蝕的結(jié)論。原因為供至除氧器的抽汽壓力雖然下降，其他汽源的存在阻止了除氧器壓力（給水焓值）的過快降低，給水泵密封水的回水引入前置泵入口，降低了該處水溫，使下降速度較除氧水箱水溫延緩的現(xiàn)象不明顯。指出該型設(shè)計的300MW國產(chǎn)機組除氧器的設(shè)計標(biāo)高可以進一步降低，節(jié)省大量的土建投資。而對前置泵入口濾網(wǎng)的堵塞現(xiàn)象應(yīng)引起充分重視。
關(guān)鍵詞：國產(chǎn)300MW機組；除氧器；暫態(tài)過程；給水泵組；汽蝕；試驗研究
1 引言
隨著機組容量的增大和承擔(dān)中間負荷日益增多，除氧器滑壓運行作為提高熱經(jīng)濟性的措施之一，在一系列技術(shù)問題被逐一解決后，已廣泛應(yīng)用于單元機組[1]�；瑝哼\行除氧器不僅提高了在設(shè)計工況的熱經(jīng)濟性，還顯著提高了在低負荷工況的熱經(jīng)濟性，使給水回?zé)岱峙渚鶆�，接近最佳。我�?span lang="EN-US">600MW亞臨界機組設(shè)計計算表明，與定壓運行相比，除氧器滑壓運行，在額定負荷時，可提高機組熱效率0.12%；在70%及以下負荷時，可提高機組熱效率0.3%~0.5%[2]。但滑壓運行除氧器亦帶來不利的影響，主要包括負荷變化時除氧效果的改變和給水泵運行的安全性兩個方面。為此，早在20世紀80年代，我國的專業(yè)工作人員對國產(chǎn)和原蘇制200MW機組上進行了大量的現(xiàn)場試驗研究和計算[3]，得出一些與實際更為接近的結(jié)果。目前國產(chǎn)300MW機組已成為電網(wǎng)的主力機組，逐漸承擔(dān)中間負荷，參與調(diào)峰。本文針對國產(chǎn)300MW機組，對除氧器暫態(tài)過程進行了試驗研究。
2 試驗機組簡介
試驗在某國產(chǎn)300MW機組整組啟動調(diào)試期間進行，該機組鍋爐為W型，由于調(diào)整試運初期，配用煤質(zhì)與原設(shè)計相差較大，導(dǎo)致頻繁出現(xiàn)主燃料遮斷MFT（Main
Fuel Trip），汽機快速減負荷。在負荷快速變化期間，結(jié)合機組的運行方式，進行了相關(guān)參數(shù)的測量和試驗研究。經(jīng)多次試驗，結(jié)果具有很好的重復(fù)性，可信度高。
該機型號為N300-16.7（170）/537/537-4（合缸），亞臨界中間再熱、高中壓合缸雙缸雙排汽凝汽式汽輪機。額定參數(shù)主汽壓力16.7MPa，主汽溫度537℃，再熱蒸汽壓力3.3MPa，再熱溫度537℃，額定蒸汽流量935t/h。
除氧器型號為GC-1025，額定出力1025t/h，除氧水箱型號GS-180，有效容積180m3。低壓給水系統(tǒng)采用一個軸封加熱器和4個低壓加熱器。鍋爐給水采用3臺50%容量的電動給水泵組，每一泵組由電機、前置泵、主泵和液力偶合器組成，前置泵型號為FA1D56臥式、軸向中分泵殼型，一級雙吸葉輪，揚程100m，必須汽蝕余量（凈正吸入壓頭Net
Positive Suction Head NPSHr）Hr3.8m，功率193kW；主泵型號為DG600-240臥式筒體芯包，6級葉輪，揚程2381m，必須汽蝕余量32.5m，功率4354kW，轉(zhuǎn)速5410r/min，最小流量148m3/h。液力偶合器R17K.2-E，功率4613kW，給水泵電機型號YKS5500-4，功率5500kW，轉(zhuǎn)速恒定1491r/min。
3 試驗結(jié)果及分析
3.1 試驗情況
試驗進行前機組維持負荷282MW穩(wěn)定運行，主蒸汽壓力16.02MPa，溫度533℃，再熱蒸汽壓力2.96MPa，溫度530℃，給水泵A、B并列運行。2001年2月6日9:30:00，鍋爐由于爐膛負壓超限MFT，汽機快速減負荷至3.3MW運行，功率的變化過程曲線見圖1。從圖1看到，發(fā)電機功率在150s內(nèi)，從282.0MW快速降為19.1MW，變化速率達1.75MW/s或105.2MW/min。由于除氧器滑壓運行，在相應(yīng)的操作下，引起暫態(tài)過程參數(shù)的變化。
3.2 除氧器含氧量
正常運行時，除氧器含氧量小于7mg/L，在功率突然下降的過程中，除氧效果增強，因而，對除氧水含氧量暫不研究。
3.3 除氧器壓力和除氧水箱溫度
3.3.1 除氧器的壓力變化
除氧器壓力的變化趨勢見圖2。從圖2看到，除氧器壓力在開始1min向下變化，從0.74MPa降為0.70MPa，變化速率0.04MPa/min，之后略有回升至0.76MPa，然后繼續(xù)下降，在前21min有兩個反復(fù)，變化幅值均較小。21min之后開始出現(xiàn)明顯下降趨勢，53min后穩(wěn)定在0.40MPa水平，還未達到輔助汽源投入的壓力設(shè)定值0.245MPa。
3.3.2 除氧水箱的溫度變化
除氧水箱水溫的變化趨勢見圖3，從圖3可見，除氧水箱水溫度的變化趨勢則平緩得多，6min之前均維持171℃不變，之后緩慢下降，有兩段維持不變的過程。與壓力的變化趨勢相對應(yīng)，25min后開始出現(xiàn)明顯下降趨勢，最后維持在148℃
。
3.3.3 汽機負荷變化的影響
汽機負荷驟然降低，各抽汽管道壓力迅速降低，幾乎降到0（見圖4）。低壓段抽汽為負壓，供至除氧器的4段抽汽由于壓力的降低，逆止閥快速關(guān)閉。同樣，高加疏水至除氧器逆止閥亦快速關(guān)閉。除氧器汽空間在供汽壓力突然降低的情況下，不只是蒸汽空間和金屬壁有放熱，水箱中的部分水亦發(fā)生放熱，因而阻止了壓力的快速下降，所以壓力的變化是比較緩慢的，而不是一般文獻表述的壓力立即瞬間降落，從試驗結(jié)果亦得到證實。
3.3.4 關(guān)于能量方程
不考慮除氧水箱水溫度分布及與外界的熱交換，按集總參數(shù)模型，除氧器壓力pd對應(yīng)于除氧水箱的溫度td（至少水箱表面一定厚度飽和水如此），其衰減的動態(tài)規(guī)律由給水焓id確定：
式中 d(vd pd)/did為vd
pd隨焓值id的變化規(guī)律，由水蒸汽性質(zhì)決定；did
/dt為由如下除氧器熱平衡微分方程求得。
基于熱力學(xué)第一定律：
式中
VWrd=Md為除氧水箱的貯水量，kg；V為除氧器總?cè)莘e，m3；MT為除氧器金屬質(zhì)量，kg；cT為除氧器金屬的比容，kj/(kg·℃)；T為除氧器金屬的溫度，℃；Ql、Qo、Qv、Qw、Qc分別為鍋爐連續(xù)排污量、除氧器排氧量、門桿和軸封漏汽量、給水流量和凝結(jié)水流量，kg/h；is、id、 分別為暫態(tài)過程中除氧器汽空間飽和汽氣混合物焓值、除氧水箱給水焓和對應(yīng)飽和汽焓，kj/kg；il、iv、ic分別為鍋爐連續(xù)排污焓值、門桿和軸封漏汽焓值進入除氧器的凝結(jié)水焓（4號低加出口凝結(jié)水焓值），kj/kg。實際應(yīng)用還應(yīng)考慮：
（1）一般計算時假設(shè)暫態(tài)過程中凝結(jié)水的流量Qc與給水流量Qw相等，即除氧水箱的水位保持不變，實際在工況大幅變化時，除氧水箱的“水位自動”控制無法滿足要求，應(yīng)解除而處于手動狀態(tài)。除氧水箱的水位出現(xiàn)較大波動（參見圖5），凝結(jié)水的流量Qc和給水流量Qw并不相等。凝結(jié)水流量Qc的變化趨勢見圖
6，從中看到，在前3min，迅速降低，從穩(wěn)定時的689t/h降為258t/h，之后在較小的值穩(wěn)定運行，給水流量Qw由于兩臺給水泵的運行方式不同而異，A給水泵的轉(zhuǎn)速迅速由穩(wěn)定運行的4808r/min，降為2204r/min，于是再循環(huán)門開啟，不再向給水母管供水；B給水泵的轉(zhuǎn)速由穩(wěn)定運行的4776r/min，降為4056r/min，維持給水流量在268t/h左右（參見圖7、圖8）。
（2）另一個很重要的參數(shù)就是進入除氧器的凝結(jié)水焓ic，各國在處理凝結(jié)水焓ic時略有不同。早期的計算公式以熱井水溫作為計算依據(jù)，結(jié)果偏于保守，給水泵汽化最危險時刻tmax出現(xiàn)的時間亦偏前。G.S.Liao認為以低加出口溫度逐漸降低為熱井水溫，作為整個暫態(tài)過程進入除氧器的凝結(jié)水溫來推導(dǎo)，更為合理。溫降規(guī)律的假設(shè)有定溫、直線、折線等，我國學(xué)者提出凝結(jié)水焓ic分段線性降落規(guī)律[1,3]與實踐較為接近。但各種假設(shè)均比實測的溫度降落快，致使計算的除氧器給水焓降下降比實測值快[4~6]。4號低加出口凝結(jié)水溫的暫態(tài)過程如圖9，從圖中看到，在負荷變動的前2min，溫降很小，從146.3℃降為145.0℃，僅下降1.3℃，溫降率為0.65℃/min。之后快速下降，再經(jīng)7min的時間從145.0℃降為91.6℃，下降53.4℃，溫降率7.63℃/min，然后溫降速度趨于平緩。
（3）門桿和軸封漏汽、排氧門和鍋爐連續(xù)排污均為一般文獻所沒考慮的，這樣處理的結(jié)果偏于安全。在鍋爐連續(xù)排污投入的情況下，甩負荷或大幅降負荷時，汽包壓力會升高，連續(xù)排污量Ql加大；同樣隨著主汽壓力的升高，門桿漏汽Qv亦加大，它們減緩了除氧器壓力的下降；除氧器排氧門開度保持不變，當(dāng)汽空間壓力降低時，由于大氣壓力恒定，排除的汽氣混合物Qo減少，它亦有利于穩(wěn)定除氧器的壓力。除氧器金屬龐大的重量亦使其蓄熱的變化不可忽視，同樣對壓力的衰減起到負的作用。
（4）除氧水箱的有效儲水量（一般是指水箱容積的80%~85%），按我國現(xiàn)行的設(shè)計規(guī)程規(guī)定，對于200MW及以下機組為10~15min鍋爐VWO工況時的給水消耗量；200MW機組為5~10min。本機為180m3，較大的水箱容積阻止了壓力的過快降低。
（5） 將各參數(shù)的變化規(guī)律和邊界條件（如id=i0—除氧器穩(wěn)定運行給水焓）帶入式(2)，便得到除氧器水箱焓值id的衰減規(guī)律 。通過id和水蒸氣性質(zhì)，可求出暫態(tài)過程除氧器給水壓力的衰減規(guī)律。由于實際運行方式與理論假設(shè)并不一致，除氧器壓力的下降要緩慢得多，對于給水泵運行的安全性提供了保障。
3.4 給水泵
3.4.1 給水泵入口水溫
給水泵入口水溫見圖10、圖11，從圖中看到，A、B泵前置泵入口水溫在前2min基本保持不變，之后以一定斜率下降。A泵入口從163.3℃經(jīng)11min降為155.0℃，下降速率0.75℃/min；B泵入口從166.3℃經(jīng)6min降為162.0℃，下降速率0.72℃/min，然后基本保持不變。兩者的水溫均低于除氧水箱水溫，并未出現(xiàn)水溫滯后下降的現(xiàn)象。而除氧水箱溫度在開始的5min之內(nèi)保持171.0℃不變，從第6min才開始下降，經(jīng)4min后降為168.0℃，它的變化速率小于前置泵入口的給水。
3.4.2 關(guān)于能量方程
由于DG600-240型給水泵密封水設(shè)計源于凝結(jié)水母管，而回水的一部分引入前置泵進口（回除氧器），使前置泵入口水溫t1有所降低，按下式求出：
式中 Qw為本泵給水流量，kg/h；Qm為泵密封水回水流量，kg/h；tm為密封水回水溫度（90℃以下），℃。
凝結(jié)水母管溫度為32℃左右，經(jīng)泵密封后，有一定溫升，密封水系統(tǒng)設(shè)置調(diào)節(jié)門以保證供水壓力與除氧器壓力之間壓差在30kPa以上，而回水溫度要求不大于90℃，否則保護動作，泵跳閘。由于B泵爐MFT之后向汽包供水，流量保持給水流量Qw，大于A泵處于的再循環(huán)工況（參見圖
7、圖 8），Qm亦與轉(zhuǎn)速的變化有關(guān)，這就解釋了B泵入口溫度高于A泵的現(xiàn)象。
3.4.3 散熱問題
長距離（20m以上）的管道雖在保溫條件下輸送給水，可避免導(dǎo)致大量散熱損失，但亦使入口溫度偏低。
3.5 給水泵安全性分析
（1）給水泵安全性分析的一般方法為[7]，前置泵入口處的有效汽蝕余量DHa必須大于必須汽蝕余量DHr，校核暫態(tài)工況下汽蝕余量的動態(tài)最大降落值DHmax
=max[(ps-pd)v]，其中ps為前置泵入口水溫對應(yīng)的飽和壓力，v為給水比容的平均值。利用式(3)計算瞬時熱焓is、id，反算出ps、pd，其計算涉及在DHmax時累計進入除氧器的凝結(jié)水量xmax。得出的結(jié)論是汽化最危險時刻出現(xiàn)在凝結(jié)水管系第一次換水完畢之后，凝結(jié)水管系加上下降管第一次換水完畢總時間以前的某時刻內(nèi)，汽化點處在下降管的區(qū)段。從上面的分析來看，該計算偏于保守。暫態(tài)過程中汽蝕余量動態(tài)降落實測計算值見圖12。從中看到，在負荷變動的前1min，有增大的趨勢，從-18.61m變?yōu)?span lang="EN-US">-15.23m，之后逐漸下降，但整個過程(ps-pd)v均小于0，它表明DHa始終大于DHr，暫態(tài)過程不會發(fā)生汽化。
（2）從試驗結(jié)果來看，由于主泵較低溫度的密封水較回水引入前置泵入口，使入口水溫低于除氧水箱的溫度，其對應(yīng)的飽和壓力ps與除氧器壓力pd變化的趨勢見圖
13、圖 14。從中可見，A、B泵ps總是低于入口壓力p1=Hg+Pd-v12/2g-vDp，它門的差值大于前置泵的必須汽蝕余量Hr，表示前置泵不會發(fā)生汽化，更不會汽蝕或?qū)е聰嗔泄r。但低溫的凝結(jié)水未經(jīng)加熱器的加熱，直接引入給水，降低了整個機組循環(huán)熱效率，犧牲效率換取了給水泵的安全。
（3）FA1D56前置泵為一級雙吸葉輪，揚程100m，與單吸泵相比，汽蝕比轉(zhuǎn)數(shù)提高1.414倍，抗汽蝕性能好，Hr=3.8m。應(yīng)當(dāng)說，只要前置泵不發(fā)生汽蝕，主泵就不會發(fā)生汽蝕，前置泵為定速泵，主泵轉(zhuǎn)速通過液力偶合器轉(zhuǎn)速可變，暫態(tài)過程抗汽蝕性能進一步提高。在額定工況Q0、n0下最小必須汽蝕余量為Hr(min)，則在工況Q、n下，必須汽蝕余量為：
從上式可見，變工況下的必須汽蝕余量Hr，1/3取決于流量的改變，2/3取決于轉(zhuǎn)速的改變。對前置泵而言，轉(zhuǎn)速雖未改變，但流量下降（參見圖7、圖
8），必須汽蝕余量Hr減小；對于主泵，轉(zhuǎn)速和流量均減小，使進口絕對速度和相對速度均減小，必須汽蝕余量Hr下降更多，這些都改善了泵組的抗汽蝕性能。
（4）給水流量Qw下降，給水下降管壓降Dp相應(yīng)降低，尤其是對于裝有入口濾網(wǎng)管道而言，有效汽蝕余量 增加，進一步改善抗汽蝕性能。當(dāng)然，流量Qw的減小，延長了下降管中水容量的換水時間，這是不利的。
4 結(jié)論及建議
（1）通過試驗研究和計算分析，以及對泵組本身的監(jiān)測，國產(chǎn)300MW機組在負荷突變（達105.2MW/min）的情況下，除氧器壓力下降的速度比較緩慢，前置泵入口水溫的降低并未出現(xiàn)滯后，給水泵組不會發(fā)生汽蝕現(xiàn)象。原因是負荷突變或發(fā)生甩負荷時，系統(tǒng)運行方式發(fā)生改變，延緩了除氧器壓力的降低；另外設(shè)計給水泵密封水回水引入前置泵入口改善了入口處水溫的特性。
（2）實測和計算結(jié)果表明，該型機組除氧器暫態(tài)過程中汽蝕余量的動態(tài)降落值小于0，它表示正常運行時（假設(shè)ps=pd）給水泵不發(fā)生汽化，暫態(tài)過程亦不會發(fā)生。加上運行工況變化，必須汽蝕余量Hr減少，除氧器設(shè)計在二十幾米高的除氧層，其安裝高度可以降低，節(jié)省土建投資。除氧層高度降低，還可使下降管的換水時間加快，有利于改善汽蝕特性。從國外的300MW、600MW機組來看，由于前置泵結(jié)構(gòu)的改善，除氧器布置在4m，9m，12m的均有。
（3）實踐表明，當(dāng)工況大幅變化時，容器和管道中的沉淀、銹蝕等容易導(dǎo)入給水管道，引起入口濾網(wǎng)的堵塞而誘發(fā)給水泵組的汽蝕。如早期在徐州電廠、荊門電廠均因入口濾網(wǎng)污物匯集堵塞濾網(wǎng)而導(dǎo)致汽化[8]，日本三菱公司在珠海電廠700MW機組4級甩負荷試驗中，有2次均因檢測到給水泵前置泵入口濾網(wǎng)發(fā)生堵塞誘發(fā)汽蝕而停泵，進而MFT。因而，對前置泵入口濾網(wǎng)的堵塞問題應(yīng)引起充分重視，建議設(shè)計有效的在線沖洗裝置，并設(shè)計給水泵汽蝕跳泵的聯(lián)鎖保護。
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