循环水系统和送风机的节能优化改造.pdf

第33卷第6期
华电技术
Vol 33 No6
2011年6月
Huadian Technology
Jum.2011
循环水系统和送风机的节能优化改造
陈晓东,项广陆
(神华浙江国华浙能发电有限责任公可,浙江宁波315612
摘要:介绍了神华浙江国华浙能发电有限责任公司循环水系统优化和送风机节能改造的情况,节能优化改造后,有效
降低了厂用电率和供电煤耗,运行效益达到了最大化
关键词:厂电率;循环水系统;送风机;优化;节能
中图分类号:TK223.5
文献标志码:
文章编号:1674-195112011)06-0075-03
0引言
循环水泵耗功增量之差最大时的凝汽器压力
1.3循环水系统优化试验及成果
神华浙江国华浙能发电有限责任公司(以下简
为了优化循环水泵运行方式以降低厂用电率
称浙能发电公司)配备4×600MW国产亚临界燃煤浙能发电公4台机组于2008年初实现了循环水
汽轮发电机组,采用SG-2028/17.5-M908型亚临泵“一机一泵”及“两机三泵”运行。冬季气温较低,
界压力控制循环锅炉,汽轮机为亚临界、一次中间再在保证机组真空的前提下,采用单台循环水泵运行,
热、单轴、四缸四排汽凝汽式汽轮机。本文从运行方春秋季采用“两机三泵”运行,夏季恢复“两机四泵”
式优化及设备节能改造方面举例说明降低厂用电率运行。循环水泵“一机一泵”及“两机∴泵”运行方
和供电煤耗的措施。
式的转变,在保证安全的基础上大大提高了机组运
行的经济性,从2007年12月到2009年12月,通
循环水系统优化
实行循环水运行方式优化,共降低循环水泉电耗率
1.1循环水系统连接方式分析
约0.12%。通过能耗诊断试验,根据机组微增出力
循环水系统为扩大单元制,不同季节应根据气结果、循环水泵流量与耗功关系及凝汽器变工况计
候情况及时进行循环水运行方式的优化,以节省厂算的结果,得出在不同主机负荷、不同循环冷却水温
用电。夏季循环水温度较高,机组配备的循环水泵时机组运行的最佳其空值,相应可得出循环水泵
皆投人运行;冬季循环水温度较低,不优化配置循环最佳组合运行方式及凝汽器循环水出门开度,对循
水泵将造成循环水流量过大,温升小、耗电多(1台环水运行方式进行了进一步优化。在600MW负荷
机组冬季单台循环水泵运行,全年可节约厂用电量下,循环冷却水温为20℃时,优化前、后所引起的机
约2061万kW?h)。
组出力增加值见表1。
1.2循环水系统优化依据
循环水系统优化主要是根据循环水人口温度、
2送风机节能改造
机组负荷等寻找凝汽器运行的最佳真空。机组运行2.1送风机改造前实际运行情况
最使背压是通过机纽微增出力试验和机组循环水泵
该公司送、引、增压风机的基本参数见表2。表
耗功试验优化得到的,具体方法如下:通过机组微増2中显示的是该公司高压电机在最恶劣工况下的运
出力试验,得出机组在不同负荷下微增出力与背压行功率,其他运行工况下高压电机的运行功率均低
的关系;由试验得出当前循环水温度条件下凝汽器于上述功率值:风烟系统电机“大马拉小车”现象较
背压与循环水流量的关系,当循环水温度改变时,由为突出,风机本身的效率较低;电机与风机均工作在
凝汽器变工况特性予以修正;通过改变循环水泉的低效区,经济性较差
运行方式,得出循环水泵“一机二泵”、“两机三泵”
在锅炉送风机实际运行过程中,夏季(气温38
和“一机一泵”运行时流量与其耗功的关系。最佳℃)额定工况下最大动叶开度约为68%,送风机出
运行真空是以机组功率、循环水温度和循环水流量口最大静压为1.93kPa,电机电流最高为72A。为
为变量的目标函数,在量值上为机组功率的增量与对送风机实际运行状况进行摸底,由浙江电力试验
研究院在机组600MW负荷和450MW负荷工况下
收稿日期:2011-02-25;修回日期:2011-03-17
对送风机的性能进行了测试。测试时,入炉煤质稳
华电技术
第33卷
表1优化前、后机组出力增加值
优化前
优化后
循环水泵运行方式一
节能斂果(出力変化)/kW
循环水出门开度/%背压/kPa循环水出门开度/%背压/kPa
两机四泵
5.0
+197
两机二泵
35
+1419
两机两泉
7.3
3028
表2送、引、增压风机的基本参数
设备名称
电机功率/kW
实际功率W设计(实际)效率/%
设计(实际)风址/(m3?s-')
送风机电机
1150
537
88(85)
194(165)
引风机电机
88(75
增运风机电机
3O00
880
88(74
770(7(00)
定,锅炉氧量保持正常水平,空气預热器漏风自动跟
送风机本体及电机改造前、后主要技术参数兑
踪装置正常投用。测试结果如下:600MW负荷时的表3。
风机效率为77%,450MW负荷时的风机效率为
表3送风机本体及电机放造前、后主要技术参数
59%,远低于THAl时89.05%的设计效率。测试时
项目
改造前
改造后
风机进门温度为29℃,若将测试结果换算成设计温
送风机型号
FAF27.5-12.5-]FAF27.5-13.3-1
度20℃时的值,则风机效率会更低
轮直径/mm
1258
2.2送风机运行效率偏低原因分析
叶轮直径/mrn
改造前,锅炉额定负荷工况下送风机设计流量风机转速
08
为194m2/s,而实际流量为202m3/s,与设计值接近
每级叶片数/片
送风机设计总压升为2651Pa,而实际运行中总压升
电机型号
YKK560-6
为2029Pa,偏差较大的主要原因是系统实际阻力小
电机功率/kW
于设计值,尤其是锅炉采用新型燃烧器后阻力大幅
叶片调节范围/()
下降。在原设计中、送风机出力考核点(T.B点〉的
电机转速/
流量、压头选取原则为 BMCR X115%(其中,5%为(r?min)
745
DJ.5000-1994《火力发电厂设计技术规程》推荐的电流/A
30.5
流量裕量,7%为温度裕量)。综合来看,送风机在基2.4改造后运行情况及效果分析
建期闾选型裕量过大,导致风机长期在低效区域运
(1)对送风机改造前后相同工况下的实际电耗
行,风机在输出一定有效功时耗费了更多的输人功,进行对比测试,并结合机组负荷率对送风机实际电
不利于节能
耗在一定时闷内的累计值进行了对比。对比工况
2.3送风机改造情况
下,锅炉主、辅设备配置完全相同,锅炉燃烧煤种相
为了减小送风机不必要的裕量,使送风机的实同,锅炉氧量(试验前进行了校验)均设置相同,一次
际工作点位于风机性能高效区而节能降耗,根据送风机电流调整相同,空气预热器LCS均投入正.常,锅
风机厂家提供的性能曲线、实际运行状况和渐江电炉蒸发量、二次风量、总煤量和总风量基本相近。在
力试验硏究院的测试结果,委托某单位对送风机转调整稳定1h