摘要：
火力发电机组采用开式循环的冷端系统包括凝汽器、真空泵、真空管路、循环水管路和循环水泵等，冷端系统的综合性能指标为排气温度(排汽压力)。如果冷端系统运行不正常，将会导致排汽温度升高，会影响机组运行的经济性及安全运行。为了正确分析诊断凝汽器排汽温度(压力)高的原因，首先要确定各种运行工况下排汽温度的运行标准值。为此，本文基于沙角A电厂4号机组循环水泵通过变工况计算得到在不同负荷和循环水入口温度下机组循环水泵的最优运行方式，进而确定冷端系统各运行参数在不同工况下的运行标准值，以指导机组冷端系统运行、维护和检修，提高机组运行经济性。
一、循环水系统优化模型
对于凝汽器而言，在机组新蒸汽流量和循环水入口温度一定的条件下，增加循环水流量，凝汽器压力下降，汽轮机的发电功率增加，热耗减少;另一方面，增加循环水量会导致循环泵耗功增加，厂用电也增加。因此，只有当增加的汽轮机电功率△No与循环水泵多消耗的功率△Np间的差值最大时的循环水量才是最佳循环水量。改变循环水流量可通过改变循环水泵的运行台数来实现，因此循环水系统的优化就是确定在不同的冷却水温和不同主蒸汽流量(或机组负荷)条件下循环水泵的运行台数。
由于循环水量的不连续性，式(1)转化为确定在已知的冷却水温、电功率的前提下，多运行1台循环水泵或者少运行1台循环水泵时△N的正负。当△N>0, 则应该多运行1台循环水泵;△N<0，则应该少运行1台循环水泵。由△N=0可确定在不同的冷却水温和不同负荷下运行泵台数的分界线，而确定的关键是要确定凝汽器的压力(即排汽温度)。凝汽器温度tn可用凝汽器的传热端差δt、循环水进凝汽器的入口温度twl与循环水在凝汽器中的温升△tw表示：
式中：tw2为凝汽器的循环水出水温度，℃;Dn为进入凝汽器的汽轮机排汽量，t/h;Gw为凝汽器的循环水流量，t/h;Cw为循环水的比热容，kJ/(kg.K);qn为1kg 排汽在凝汽器中的凝结放热量，kJ/(kg.K)。
循环水量不仅对循环水温升有直接影响，而且还通过影响循环水温升、传热系数间接影响端差。根据传热方程可推得:
式中：k为凝汽器传热系数，kw/(m2·K) ;Fn为凝汽器传热面积，m2。
凝汽器的传热系数可以采用美国HEI公式来计算：
式中：βt 为冷却水温修正系数;βm为冷却管材料及壁厚修正系数;βc为清洁系数;C为外壁计算系数;Cw为冷却水流速，m/s。
将式(3)与式(4)代人式(2)可得凝汽器的凝结水温度：
在得到凝汽器压力、循环水量和机组凝汽流量后，进行如下计算：
(1)在冷却水温一定的前提下，按照定功率计算出新蒸汽的流量，再按照定流量计算多运行1台循环水泵的功率及△N。然后，改变功率并计算出在该温度下一系列的△N。
(2)让冷却水温以一定的规律变化，计算出该温度对应的一系列的△N。
(3)少运行1台循环水泵，计算出一系列的△N通过以上方法最终得到一系列关于冷却水温、功率及△N的曲线。以△N =0的点为多运行1台循环水泵或少运行1台循环水泵的切换点，由切换点所组成的曲线确定出运行几台循环水泵的区域。
二、循环水系统优化结果
沙角A电厂4号机组设计了2台机组6台同等容量的循环水泵(3号、4号机组循环水并网运行)，每台循环水泵功率为1250kw，由于不能实现变频调节故仅运行4台循环水泵、5台循环水泵、6台循环水泵3种情况，进行循环水调节时，主要是确定在什么负荷和循环水入口温度下的循环水泵切换问题。根据4号机组的设计数据计算得出了在不同负荷和循环水入口温度(从14℃到36℃，每条曲线的间隔为2℃)下6台循环水泵和5台循环水泵及5台循环水泵和4台循环水泵运行的发电量差别(图1和图2) ，循环水泵的切换负荷和循环水温度(图3)。
由图1和图2可以得到在冷却水温度和负荷变化时循环水泵运行台数的区域。
由图3可知，在负荷较低以及冷却水温度较低时，只需运行4台循环水泵;在负荷较高以及冷却水温度较高时，需运行6台循环水泵。循环水泵实际运行方式的优化结果为机组在不同负荷和循环水入口温度下所需的循环水流量的确定(即循环水泵开起台数)提供了依据，可根据实际运行工况来调整循环水调节方案。
三、凝汽器参数诊断模型
凝汽器运行参数的经济性诊断主要是确定实际运行参数与标准值之间发生偏差时对机组经济性指标影响的大小。因此，要对凝汽器运行参数进行经济性诊断首先要确定各运行参数在不同实际工况下的运行标准值。凝汽器运行参数标准值包括：排汽温度、循环水温升、凝汽器端差等，可表示为：
从式(7)可以看出，要确定凝汽器运行参数标准值则可根据负荷、循环水入口温度及循环水泵运行优化结果确定循环水泵的运行台数，再利用变工况计算方法确定各运行参数在不同实际工况下的运行标准值(表l)。
四、凝汽器诊断结果与分析
为了真实反映机组冷端系统的运行情况，利用机组全年的运行数据，对其按负荷分段，同时分春秋季、夏季、冬季进行诊断，得出的诊断结果如表2所示。从表2可以看出，机组凝汽器冬季和春秋季端差相对偏高较多，长期在10℃以上运行，其节能潜力达到69/(kw·h)左右。这是由于真空泵的出力比较大，抽吸的不凝性气体中带有大量蒸汽，当外界温度较低时，蒸汽会在连接管路中凝结成水，使管路的通流面积减少，这样将增加管路的阻力，使凝汽器的压力升高，使凝汽器端差加大。在冬季由于真空较高，外界温度较低，凝汽器的密封会相应的变差，漏入凝汽器的空气量加大，这样就使机组冬季的端差变大。另外，由于冬季循环水温度较低，相应的排汽温度降低后，也容易忽视对凝汽器的冲洗，这样也会导致冬季机组的凝汽器端差变大。
五、结论
基于沙角A电厂4号机组循环水泵的实际可能运行方式，通过变工况计算得到在不同负荷和循环水入口温度下机组循环水泵的最优运行方式：在负荷较低以及冷却水温度较低时，采用2机4泵运行方式;在负荷较高以及冷却水温度较高时，采用2机6泵运行方式。进而，确定在不同实际工况下凝汽器运行端差、循环水温升和排汽温度的运行标准值，并进行了该机组冷端系统的经济性诊断。诊断结果表明，机组凝汽器冬季和春秋季端差相对偏高，其节能潜力为69/(kW·h)左右。这是由于真空泵连接管路中有较多蒸汽凝结成水使通流面积减少造成管路阻力增加，从而使凝汽器的压力升高，另外循环水水质差也是导致机组凝汽器端差变大的主要原因。因此，加强冬季的凝汽器端差监视和真空泵极限真空的监测可使机组的经济性得到提高。
