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1、 采用温差法对 800MW 机组汽动给水泵组效率采用温差法对 800MW 机组汽动给水泵组效率 测定及计算分析 测定及计算分析 赵伟光1，赵玉姿2，王九崇2（1.东北电力科学研究院有限公司，辽宁 沈阳 110006；2.国华绥中发电有限责任公司，辽宁 绥中 125222）The efficiency determination and numerical calculation of 800MW unit steam feed pump by employing the thermodynamics temperature difference method ZHAO Wei-guang1,Z
2、HAO YU-ZHI2,WANG JIU-CONG2(Norttheast Electric Power Research Institute,Liaoning Shenyang 110006;Suizhong Power Plant;Guohua Company,Liaoning Suizhong 125222)ABSTRACT:The key technical indexes and present state of 800MW unit steam feed pump are described in this paper.The principle and method to cal
3、culate the efficiency of the pump package by employing the thermodynamics temperature difference method are introduced.With correction computation,the internal efficiency ratio of small steam turbine is 70.78%,lower 10.22%than the design vale(81.0%);the steam rate equals to 5.41 kg/kWh,higher 1.03kg
4、/kWh than the design value（4.38 kg/kWh）.The efficiency of feed pump package is 75.4%,lower 5.6%than the design value(81.0%);the total pumping head is 3245.7m,lower 479.2 m than the design value（3724.9m）.By applying the diagnose analysis,the reasons for output shortage and lower efficiency of steam f
5、eed pump are obtained.The suggestions for further economic operation and improvement are proposed.KEYWORD:small team turbine,fore pump,feed pump,total pumping head,pump package efficiency 摘要：摘要：本文首先叙述了俄制 800MW 机组汽动给水泵组主要设计技术指标和现状，详细介绍了采用热力学温差法计算泵组效率的原理及方法。经计算得出：小汽轮机相对内效率为 70.78%，低于设计值(81.0%)10.22 百分
6、点；汽耗率为 5.41 kg/kWh，高出设计值（4.38 kg/kWh）1.03kg/kWh。给水泵组效率为 75.4%，比设计值（81.0%）低 5.6 百分点；总扬程为 3245.7 米，比设计值（3724.9 米）低 479.2米。通过对上述结果诊断分析，指出了汽动给水泵出力不足和效率低的原因，为以后经济运行及改进提出建议。关键词：关键词：小汽轮机、前置泵、给水泵、总扬程、泵组效率 1 概述 1 概述 俄制 800MW 汽轮机组配备 2 套 50%容量（BMCR）汽动给水泵。每套汽动给水泵，分别由一台小汽轮机、一台给水泵和一台前置泵组成，主要设计经济技术指标见表 1。表1 俄制K800
7、2405型汽轮机组的汽动给水泵主要设计经济技术指标 名 称 单位小汽轮机 给水泵 前置泵 型号 K-17-15-1500-350-2-1600-180-2功率 kW 16980 16035 945 进汽(水)压力 MPa 1.52 2.3 0.78 进汽(水)温度 435 165 进汽(水)流量 t/h 74.4 1500 1500 排汽/出水压力 MPa 0.00804 34.3 2.48 循环水入口温度 16.4 循环水流量 t/h 3000 转数 r/m 4600 4600 2030 汽耗率 kg/kWh4.38 效率%81.0 84.0 83.0 泵组效率%81.0 总扬程 m 358
8、01101945.8 试验是在国华绥中发电有限责任公司 1 号机2 号泵组进行。该泵组自主机 2000 年 1 月 13 日并2008 年中国电机工程学会年会论文集陕西西安 2网发电，运行已七年多。近一年出现主机带额定负荷时，汽动给水泵出力明显不足。由于小汽轮机排汽处于湿蒸汽区域不能直接测量得到排汽焓，实际运行中的汽动给水泵组及小汽轮机的效率就无法得到。这对分析汽动给水泵出力不足、效率低原因带来困难。现采用热力学温差法1，由实测泵组进、出口温度，计算得到给水泵组效率、输入功率及小汽机排汽焓和效率。2 温差法原理及效率计算过程 2 温差法原理及效率计算过程 2.1 热力学基本原理热力学基本原理
9、因水泵动叶旋转对介质作功，使介质获得有用功和各种损失产生的热量，热量出现就表明经泵的介质存在温升或温差。根据能量守恒定律得到：)21868.4(102)21868.4(10222221211ZgCAiGNNZgCAiGgZ+=+(1)式中 G 流经泵组介质流量，kg/s；21cc、流经泵组进、出口介质流速，m/s；21ii、流经泵组进、出口介质焓，kJ/kg；A 功的热当量，4271=A，kcaL/kg；21ZZ、泵组进、出口管高度，m；ZN 泵组轴功率，kW；qN 杂散损失功率,kW。由(1)式可得出轴g12212212ZN)Z(Z2gCCA4.1868ii102GN+=(2)将(2)式中第
10、一项焓差分解为：SSPSAiiAiiAii)1868.4()1868.4(1868.41212+=(3)式中 Si 泵组出口压力下介质饱和焓，kJ/kg。(3)式中第一项为定压过程：)(4271868.4)()1868.4(2122SPPSttAttCAii=(4)式中 PC 定压比热，对于介质为水时 1868.4pC kJ/kg.。(3)式中第二项为等熵过程：HppPPdpAiiPPPS=0980665.010)(0980665.010)()1868.4(412412121(5)式中 21pp、流经泵组进、出口介质压力，MPa；、分别为流经泵组介质的比容和 密度,33/mkgkgm、；H 泵
11、组总扬程，m。当泵组进、出口管径相同C1=C2，进、出口管高度相等Z1=Z2，将(3)、(4)、(5)式合并，则公式(2)简化为：gSZNHttGN+=)(4271022 (6)2.2 泵组效率确定泵组效率确定 egSgSZewNNHttNHttGHGHNN+=+=)(42711)(427102102/22 (7)式中 eN 有效功率，kW。公式(7)中（)()()(1122SStttttt+=Stt+=；比值egNN/的数值较小，一般取0.010.02，公式(7)可简化为：)02.001.0()(42711HttSw+=(8)式中 t 实测流经泵组出、入口介质温升，12ttt=，；st 等熵
12、温升,30000021tHts=,；2.3 小汽轮机轴功率确定小汽轮机轴功率确定 2008 年中国电机工程学会年会论文集陕西西安 3mwmZXZNHGNNN+=+=3600102 kW 式中 N 泵组机械损失，kW。2.4 小汽轮机排汽焓及效率计算小汽轮机排汽焓及效率计算 a.排汽焓确定：XXZxKGNHH/36000=kJ/kg 式中 0 xH 小汽机进汽焓，kJ/kg；XG 小汽机进汽流量，kg/h。b.相对内效率计算：iKxKxoiHHHH=00 式中 ikH 小汽机等熵排汽焓，kJ/kg。2.5 泵组总扬程、流量和功率修正计算泵组总扬程、流量和功率修正计算2 a.转数偏离设计值对总扬程
13、修正计算 200)(nnHH=式中 nn、0 分别为给水泵设计转数和实测 转数，r/min。b.转数偏离设计值对（体积）流量修正计算 nnQnnGfwfwfw000Q=式中 fwfwQG、实测泵组出水质量、体积流量，kg/h、m3/h。c.转数偏离设计值对功率修正计算 300)(nnNNee=3 试验结果及特性 3 试验结果及特性 当采用温差法确定汽动给水泵组及小汽机效率，要求对泵组进、出口温度测量精度要求比较高。试验时两处温度均采用美国罗斯蒙特公司生产的精密级 pt100 铂电阻（经标定）测量。通过实测泵组进、出口温度和扬程，由公式(8)计算得到泵组效率。试验是在主机负荷为 770 MW、7
14、20MW、640MW、570MW 下进行，为了比较将设计值和试验结果一同汇总于表 2 中。表 2 800MW 汽轮机组的汽动给水泵及小汽机出力及效率试验计算结果汇总表 序号 项 目 单位 设计值 100%负荷90%负荷 80%负荷 70%负荷 1 发电机端功率 kW 800000 768131.3731046.9 645982.8 572256.7 2 进水压力/温度 MPa/0.78/164.00.937/161.9 0.946/162.60.910/160.2 0.856/156.53 前 置 泵 出水压力 MPa 2.48 2.559 2.545 2.445 2.300 4 进水压力 M
15、Pa 2.30 2.499 2.488 2.396 2.257 5 出水压力 MPa 34.300 30.558 30.359 29.886 28.637 6 出水温度 170.00 167.75 168.61 166.25 162.34 7 出水流量 kg/h 1375949.51154701.31113254.2990923.5 888047.7 8 体积流量 m3/h 1500.0 1258.8 1214.8 1079.0 963.9 9 给 水 泵 转数 r/min 4665.00 4466.74 4417.71 4289.03 4126.90 10 总扬程 m 3724.9 3291
16、.4 3271.5 3216.2 3073.9 11 修正后总扬程 m 3724.9 3590.1 3648.0 3804.8 3927.7 12 修正后流量 m3/h 1500 1314.6 1282.8 1173.6 1089.6 13 修正后轴功率 kW 16980 15560.9 15647.9 15297.7 14837.6 14 泵 组 效率%82.201 75.771 74.636 73.002 72.367 15 进汽压力/温度 MPa/1.520/435.0 1.548/439.8 1.483/436.11.321/436.9 1.175/438.516 小 进汽焓 kJ/k
17、g 3331.70 3341.73 3334.47 3338.45 3343.86 2008 年中国电机工程学会年会论文集陕西西安 417 进汽流量 kg/h 74400.0 73470.4 70647.8 62889.4 54375.7 18 排汽压力 MPa 0.00804 0.01514 0.01455 0.01317 0.01107 19 排汽焓 kJ/kg 2502.85 2672.40 2657.30 2657.88 2663.75 20 轴功率 kW 16980.0 13660.0313289.02 11889.14 10272.62 21 相对内效率%81.00 70.656
18、71.852 72.309 71.552 22 汽 轮 机 汽耗率 kg/kWh 4.38 5.378 5.316 5.290 5.293 根据表 2 试验结果，可以得到小汽轮机轴功率与效率和汽耗率关系曲线、汽动给水泵组流量与效率和总扬程特性曲线。3.1 汽动给水泵组体积流量与效率特性曲线确定 根据表 2 计算得到的容积流量（经转数修正后）和泵组效率，拟合得到容积流量与泵组效率曲线，见图 1。为了比较将设计值一同绘制到图 1，供参考分析。30405060708090300700110015001900流量（m3/h）效率(%)设计修正后图 1 给水泵组的体积流量与效率关系曲线 a.由图 1 曲
19、线（实线），拟合得到的设计容积流量与泵组效率曲线方程为：11.3136+0.09252+-0.00002942QQ=式中 Q 设计体积流量，m3/h。由上式可计算得到不同体积流量时的泵组设计效率。b.通过表 2 中四个工况计算得到体积流量和泵组效率，按设计曲线变化趋势拟合得到图 1曲线（虚线），曲线方程式为：0.130.086603+-0.0000302+=fwfwwQQ 式中 fwQ 试验经修正体积流量，m3/h。按上式计算得到在设计流量（1500 m3/h）下的泵组效率为 75.4%，低于设计值（81.0%）5.6百分点。3.2 汽动给水泵组体积流量与扬程特性曲线确定 根据表 2 计算得到
20、的容积流量（经转数修正后）和总扬程（泵组），拟合得到容积流量与总扬程曲线，见图 2。为了比较将设计值一同绘制到图 2，供参考分析。2800320036004000440048003005007009001100 1300 1500 1700流量（m3/h）扬程(m)设计修正后图 2 给水泵组的体积流量与扬程关系曲线 a.由相关设计数据，拟合得到设计容积流量与总扬程关系曲线（实线）和曲线方程：4605.57+0.62352+-0.00072432QQH=b.通过表 2 中四个工况计算得到体积流量和泵组总扬程，按设计曲线变化趋势拟合得到图 2曲线（虚线），曲线方程式为：4200+0.763278+
21、0.000933-2fwfwwQQH=按上式计算得到在设计流量（1500 m3/h）下的泵组总扬程为 3245.7 米，低于设计值（3724.9米）479.2 米。3.3 小汽轮机轴功率与相对内效率关系曲线的确定小汽轮机轴功率与相对内效率关系曲线的确定 通过表 2 中四个工况计算得到小汽轮机轴功2008 年中国电机工程学会年会论文集陕西西安 5率和相对内效率，拟合得到曲线图 3。707172731000011000120001300014000150001600017000轴功率（kW）内效率(%)图 3 小汽轮机轴功率与相对内效率关系曲线 由图 3 曲线得到小汽轮机轴功率与相对内效率关系曲线
22、方程式：73.7166+0.000173-eiN=按上式计算得到在设计轴功率（16980kW）下的小汽轮机相对内效率为 70.78%，低于设计值（81%）10.21 百分点。3.4 小汽轮机轴功率与汽耗率关系曲线的确定小汽轮机轴功率与汽耗率关系曲线的确定 通过表 2 中四个工况计算得到小汽轮机轴功率和汽耗率，拟合得到曲线图 4。5.15.25.35.45.510000110001200013000140001500016000轴功率（kW）汽耗率(kg/kWh)图 4 小汽轮机轴功率与汽耗率关系曲线 由图 4 曲线得到小汽轮机轴功率与汽耗率关系曲线方程式：5.073998+0.00002 eN
23、d=按上式计算得到在设计轴功率（16980kW）下的小汽轮机汽耗率为 5.41 kg/kWh，高于设计值（4.38kg/kWh）1.03kg/kWh。4 试验结果的分析 4 试验结果的分析 通过以上得到的试验结果分析如下：4.1 对小汽轮机诊断分析对小汽轮机诊断分析 状况：在主机负荷为 768MW 时，小汽机轴功率为 13660kW，比设计值（16890kW）低 3230 kW；效率为 70.656%；汽耗率为 5.378 kg/kWh；转数为 4466.7r/min；折算到设计功率下的相对内效率为 70.78%，低于设计值（81%）10.22 百分点；汽耗率为 5.41 kg/kWh 高于设
24、计值（4.38kg/kWh）1.03kg/kWh。原因：循环水流量不足。实测循环水流量为 2388.7t/h，比设计值（3000t/h）少 611.3t/h。由此造成小汽机背压升高达 15.14kPa，比主机背压高出 6.7 kPa（设计小机背压比主机高 4kPa），循环水温升和循环水出水温度比 1 号小汽机高 2.2。循环水流量不足原因一是，循环水门未全开或入口管有障碍物；二是两台小汽机循环水进水管水阻不同所致。2 号小机进水管距总管较远（与1 号小汽机比），水阻大于 1 号小汽机循环水管路的水阻，造成循环水来水分配不均。2 号小汽轮机真空系统严密性达 1.0 kPa/min，凝汽器端差为
25、8.7，均比邻机高。小汽轮机相对内效率下降明显，主要是通流间隙增大，造成级间漏汽量增加，使每公斤蒸汽做功能力下降；小汽轮机汽耗率的增加，就可以说明这一问题。其次是，经七年多运行，小汽轮机动、静叶片表面粗糙度增加，蒸汽在小汽轮机流动过程中阻力增大。建议：在解体检修中，对小汽轮机动、静叶进行粗糙度（喷沙）处理，在回装时按设计要求进行通流部分动静间隙调整；彻底检查循环水出、入水阀门开启程度及是否有障碍物，以便进一步确认循环水流量不足问题；适度调整两台小汽机循环水流量（关小 1 号小汽机循环水入口门），以两台小汽机循环水出水温度为依据进行调整；利用小汽轮机停机机会，对真空系统进行找漏，使其真空系统严密
26、性达到 0.3kPa/min以内；利用现代化技术，对小汽轮机进行通流部分进行改造；原设计小汽轮机排汽压力偏高，与同等容量机组相比，当循环水与主机同一进水2008 年中国电机工程学会年会论文集陕西西安 6温度时，两者背压相差 4kPa，这说明配套于小汽轮机凝汽器冷却面积偏小，如加大冷却面积可以使小汽轮机排汽压力进一步降低。4.2 对给水泵组诊断分析对给水泵组诊断分析 状况：在主机负荷为 768MW 时，实测泵组效率为 75.771%、总扬程为 3591.4 米、体积流量为1314.6 m3/h；通过拟合曲线折算到设计流量（1500 m3/h）下的泵组效率为 75.4%，比设计值（81.0%）低
27、5.6 百分点；总扬程为 3245.7 米，低于设计值（3724.9 米）479.2 米。原因：经七年多运行，前置泵、给水泵动、静部分表面粗糙度增加，水阻增大；通流部分间隙增大，端部轴封甩水严重，造成级间动能减少，出口扬程降低；原设计出厂达不到设计值。建议：在解体检修中，对前置泵、给水泵动、静叶进行粗糙度（喷沙）处理，在回装时按设计要求进行动静间隙调整，解决端部轴封密封不良造成甩水现象。有条件情况下，对给水泵进行现代化改造，可以使泵组运行稳定性提高，效率可达到 83%以上。4.3 对汽动给水泵组综合能耗诊断分析对汽动给水泵组综合能耗诊断分析 因小汽轮机和给水泵组效率下降，造成小汽轮机耗汽量增加
28、。在负荷 768MW 时，实测 2 号小汽轮机用汽量为 73.47t/h，比相同负荷下设计值（64.44 t/h）多耗汽量 9.03 t/h。按小汽轮机多耗汽量 1.0 t/h，机组热耗增加 2.73kJ/kWh 计算，机组热耗升高 24.65kJ/kWh，折算成煤耗为 0.91 g/kWh。按年平均负荷 720MW、运行小时 5500小时计算，每年多耗标准煤 3603.6 吨。这是一台汽动泵对经济性的影响。如果 1 号汽动给水泵效率也低于设计值，对电厂煤耗影响值将会成倍增加。5 结论 5 结论 a.通过试验，对于小汽轮机拖动的给水泵，采用温差法测定计算小汽轮机及泵组效率是可行的。b.在主机负
29、荷为 768MW 时，经修正小汽轮机相对内效率为 70.78%，低于设计值（81.0%）10.21百分点；汽耗率为 5.41 kg/kWh，高出设计值（4.38 kg/kWh）1.03kg/kWh。c.在主机负荷为 768MW 时，经修正给水泵组效率为 75.4%，比设计值（81.0%）低 5.6 百分点；总扬程为 3245.7 米，比设计值（3724.9 米）低479.2 米。造成 1 号汽动给水泵组出力不足、效率下降主要是：小汽机循环水流量不足、真空系统严密性差、通流部分效率下降；给水泵的动静叶间隙及表面粗糙度增加，导致级间漏泄增大所致。参考文献：参考文献：1 用贝克曼差示温度计测量水泵效率.冯金泉、蒋式柏.电力技术.1984 年第 4 期 2 GB/T 32162005.回转动力泵 水力性能验收试验 1级和 2 级.中国标准出版社.2006 作者简介：赵伟光，男，1955 年 6 月 10 日生，1986 年毕业于东北电力学院热能动力工程系。高级工程师，从事汽轮机节能技术研究工作。Email:。