600 MW直接空冷凝汽器變工況特性研究

安留明，安吉振，劉一帆，徐鋼，李季

（熱電生產(chǎn)過程污染物監(jiān)測與控制北京市重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室(華北電力大學(xué))，北京市 昌平區(qū) 102206）

0 引言

能源是人類生存和發(fā)展的基礎(chǔ)，隨著全球能源消耗的迅速攀升，環(huán)境污染和碳減排問題日益成為可持續(xù)發(fā)展的難題。近年來，我國非化石能源新增裝機(jī)占比逐年遞增，截至2020年年底，全國非化石能源發(fā)電量占全國發(fā)電量的33.9%，同比增長1.2個(gè)百分點(diǎn)。但燃煤發(fā)電仍占據(jù)我國發(fā)電側(cè)的主導(dǎo)地位，2020年煤電發(fā)電量占我國總發(fā)電量的60.8%[1-2]。提高煤炭的使用效率、減少污染物排放仍是國內(nèi)火電一段時(shí)期內(nèi)面臨的主要問題。

我國水資源相對匱乏，特別是北方地區(qū)，北方地區(qū)大型火電機(jī)組以空冷機(jī)組為主，空冷技術(shù)作為一項(xiàng)高效節(jié)水技術(shù)雖然有效節(jié)約了水資源，但也存在著空氣導(dǎo)熱系數(shù)小、散熱占地面積大的弊端。由于空氣導(dǎo)熱系數(shù)僅為水導(dǎo)熱系數(shù)的1/25，因此，空冷機(jī)組的背壓明顯高于濕冷機(jī)組，同類型空冷機(jī)組煤耗比水冷機(jī)組高15 g/(kW·h)左右[3-4]。同時(shí)，空冷機(jī)組背壓受環(huán)境溫度、風(fēng)向、風(fēng)速影響較大，不同環(huán)境條件下背壓波動(dòng)較大。有研究[5]指出，600 MW直接空冷機(jī)組背壓每降低1 kPa，汽輪機(jī)組可新增發(fā)電功率約2.6 MW。因此，空冷機(jī)組的凝汽器背壓優(yōu)化成為提高其經(jīng)濟(jì)性的重要方法。

直接空冷凝汽器背壓優(yōu)化方法大體分為數(shù)值模擬計(jì)算法、熱力試驗(yàn)法和變工況計(jì)算法。數(shù)值模擬計(jì)算法需要有機(jī)組空冷系統(tǒng)詳細(xì)的結(jié)構(gòu)尺寸，計(jì)算時(shí)間較長，且計(jì)算結(jié)果依賴于網(wǎng)格劃分的質(zhì)量好壞[6]。熱力試驗(yàn)法需要有測量儀器進(jìn)行現(xiàn)場試驗(yàn)與測量，費(fèi)時(shí)費(fèi)力且成本較高。直接空冷凝汽器變工況建模在空冷島設(shè)計(jì)資料的基礎(chǔ)上，以凝汽器熱平衡方程為核心，具有簡便、快速、計(jì)算準(zhǔn)確的特點(diǎn)，適合為機(jī)組在線優(yōu)化背壓提供指導(dǎo)。

本文以某600 MW直接空冷機(jī)組為案例，采用ε-NTU法對其凝汽器進(jìn)行了變工況建模計(jì)算，建立了迎面風(fēng)速、環(huán)境溫度、排汽流量、排汽壓損與汽輪機(jī)排汽壓力的函數(shù)關(guān)系，計(jì)算得到變工況下凝汽器排汽壓力特性曲線，可為指導(dǎo)空冷機(jī)組安全經(jīng)濟(jì)運(yùn)行提供理論依據(jù)。

1 直接空冷凝汽器變工況模型

1.1 直接空冷凝汽器模型

直接空冷凝汽器每個(gè)冷卻單元主要依靠底部的軸流風(fēng)機(jī)抽吸空氣進(jìn)行強(qiáng)制對流換熱以達(dá)到降低排汽溫度的目的。充分換熱后，管束外側(cè)入口處空氣溫度ta1被加熱到ta2，管束內(nèi)側(cè)蒸汽被冷凝為水，凝汽器內(nèi)飽和溫度tn基本不變。直接空冷凝汽器排汽壓力主要與排汽流量、環(huán)境溫度、迎面風(fēng)速、傳熱系數(shù)等有關(guān)，機(jī)組實(shí)際運(yùn)行工況與設(shè)計(jì)工況存在偏離則稱為變工況，變工況運(yùn)行時(shí)傳熱系數(shù)需要重新計(jì)算。變工況凝汽器排汽壓力pc與各參數(shù)的關(guān)系式[7]為

式中：Dn為汽輪機(jī)排汽流量，kg/s；vF為管外迎面風(fēng)速，m/s；K為凝汽器傳熱系數(shù)，kW/(m2?K)。

汽輪機(jī)末級(jí)排汽在凝汽器管束內(nèi)被冷凝為水，蒸汽凝結(jié)放熱量Qn的表達(dá)式為

式中：hn為排汽焓值，kJ/kg；hsn為凝結(jié)水焓值，kJ/kg。

直接空冷凝汽器散熱管束外側(cè)空氣吸熱量Qa為

式中：Ga為管外空氣流量，kg/s；為空氣定壓比熱容，kJ/(kg×K)；為空氣平均密度，kg/m3；AF為凝汽器迎風(fēng)面積，m2。

把空氣看作干燥的理想氣體，則空氣平均密度為

式中-ta為出入口空氣的平均溫度，其表達(dá)式為

根據(jù)ε-NTU法，直接空冷凝汽器有相變的傳熱效能ε和傳熱單元數(shù)NTU滿足下式：

式中A為凝汽器總傳熱面積，m2。

根據(jù)空氣吸熱量與蒸汽放熱量相等，綜合以上方程可以計(jì)算tn為

空冷凝汽器內(nèi)飽和壓力計(jì)算公式為

由于空氣出口溫度ta2未知，采用假設(shè)迭代法先初步算出合理的ta2范圍，再進(jìn)一步采用牛頓二分法求根，設(shè)置計(jì)算精度為|Qn-Qa|<0.000 1，進(jìn)一步算出精確的ta2值。凝汽器壓力的迭代計(jì)算流程如圖1所示。

圖1 迭代計(jì)算流程圖Fig.1 Iterative calculation flow chart

1.2 變工況下傳熱系數(shù)的計(jì)算

凝汽器管束換熱熱阻主要包括：管束外側(cè)的空氣強(qiáng)制對流換熱熱阻、管束內(nèi)側(cè)的蒸汽凝結(jié)換熱熱阻、翅片管束的導(dǎo)熱熱阻以及管束表面的污垢熱阻[9]。其中，管外強(qiáng)制對流換熱熱阻數(shù)量級(jí)約為10-2，熱阻較大；管內(nèi)蒸汽凝結(jié)換熱熱阻的數(shù)量級(jí)約為10-4，熱阻次之；翅片管束基管為壁厚1.5 mm的碳鋼管，翅片材質(zhì)為鋁，導(dǎo)熱系數(shù)很大，并且換熱面積很大，估算其數(shù)量級(jí)為10-6~10-5，熱阻最小。為進(jìn)一步簡化傳熱系數(shù)的計(jì)算，不考慮管束表面的污垢熱阻。因此，凝汽器管束換熱熱阻主要集中在管外空氣強(qiáng)制對流換熱熱阻[10-12]。在工程實(shí)踐中，可以認(rèn)為傳熱系數(shù)是迎面風(fēng)速的一元函數(shù)，變工況下傳熱系數(shù)Kod可按下式[13]計(jì)算：

1.3 排汽壓損的計(jì)算

汽輪機(jī)末級(jí)排汽流經(jīng)粗大的排汽管道和蒸汽分配管到高幾十米的凝汽器散熱管束過程中存在壓力損失Δp，主要包括排汽流經(jīng)管道的阻力損失和水蒸汽柱產(chǎn)生的壓差。因此，直接空冷凝汽器的排汽壓力pc可按下式計(jì)算：

排汽壓損主要與排汽流量、排汽流速、排汽管道結(jié)構(gòu)參數(shù)等相關(guān)，對不同工況下的排汽壓損進(jìn)行如下簡化處理[14-16]：

式中：Δpod為變工況排汽壓損，kPa；Dn,od為變工況汽輪機(jī)末級(jí)排汽流量，kg/s；

2 變工況特性分析

2.1 設(shè)計(jì)參數(shù)

根據(jù)圖1所示凝汽器壓力迭代計(jì)算流程圖，使用MATLAB編程計(jì)算可以得到變工況下凝汽器壓力，再加上排汽壓損即可得到凝汽器排汽壓力與環(huán)境溫度、迎面風(fēng)速、排汽流量間的特性曲線。

本文以某國產(chǎn)600 MW直接空冷凝汽器為例，對其進(jìn)行了變工況計(jì)算。其主要設(shè)計(jì)參數(shù)如表1所示。

表1 凝汽器設(shè)計(jì)參數(shù)Tab.1 Condenser design parameters

2.2 變工況模型精度分析

為了評(píng)估變工況模型的準(zhǔn)確度，使用該模型計(jì)算得到了迎面風(fēng)速2.31 m/s，不同環(huán)境溫度下空冷凝汽器排汽壓力與汽輪機(jī)末級(jí)排汽流量的關(guān)系曲線，并與空冷凝汽器廠家說明書中設(shè)計(jì)工況下的空冷凝汽器特性曲線數(shù)據(jù)進(jìn)行對比，具體如圖2所示。

由圖2可知，變工況模型計(jì)算結(jié)果與廠家說明書中設(shè)計(jì)工況下的空冷凝汽器特性數(shù)據(jù)非常吻合。同時(shí)，由于對變工況下排汽壓損進(jìn)行了簡化處理，可以看到隨著排汽流量的增大，模型計(jì)算結(jié)果與廠家凝汽器特性曲線之間的誤差逐漸增大，二者最大誤差發(fā)生在環(huán)境溫度40℃、排汽流量340 kg/s處，相對誤差為1.99%。相對誤差在2%以內(nèi)，滿足工程精度要求，直接空冷凝汽器變工況模型計(jì)算結(jié)果準(zhǔn)確性較高，具有一定的參考價(jià)值。

圖2空冷凝汽器特性對比曲線Fig.2 Characteristic comparison curves of air cooling condenser

2.3 環(huán)境溫度的影響

圖3 、4分別為不同排汽流量下環(huán)境溫度與凝汽器排汽壓力特性曲線和不同迎面風(fēng)速下環(huán)境溫度與凝汽器排汽壓力特性曲線。

由圖3可知，直接空冷機(jī)組凝汽器排汽壓力隨環(huán)境溫度的升高而升高，同時(shí)也隨排汽流量的增大而升高。相同排汽流量下，凝汽器排汽壓力與環(huán)境溫度的曲線斜率呈遞增趨勢。環(huán)境溫度越高，凝汽器排汽壓力隨排汽流量的增加變化范圍越大。如：當(dāng)環(huán)境溫度為10℃時(shí)，排汽流量從310 t/h增加到1 167 t/h，凝汽器排汽壓力增加量為4.53 kPa；當(dāng)環(huán)境溫度為30℃時(shí)，排汽流量從310 t/h增加到1 167 t/h，凝汽器排汽壓力增加量為12.39 kPa。

圖3 迎面風(fēng)速2.31 m/s，不同排汽流量下環(huán)境溫度與凝汽器排汽壓力的特性曲線Fig.3 Characteristic curves of ambient temperature and condenser exhaust pressure under different exhaust flows at 2.31 m/s head wind speed

由圖4可知，排汽流量為1 167 t/h時(shí)，直接空冷凝汽器排汽壓力隨迎面風(fēng)速的增大而減小。相同迎面風(fēng)速下，凝汽器排汽壓力與環(huán)境溫度的曲線斜率呈遞增趨勢；相同環(huán)境溫度下，隨著迎面風(fēng)速的增加，凝汽器排汽壓力的變化量依次減小。當(dāng)環(huán)境溫度較高時(shí)，迎面風(fēng)速的變化對凝汽器排汽壓力的影響很大，由于夏季高溫時(shí)依靠提高風(fēng)機(jī)轉(zhuǎn)速來降低背壓，需要投入大量的風(fēng)機(jī)耗電，且只有在提高風(fēng)機(jī)轉(zhuǎn)速所投入的風(fēng)機(jī)耗電小于背壓降低帶來的機(jī)組發(fā)電功率增量時(shí)才更經(jīng)濟(jì)。此時(shí)可以采取尖峰噴淋裝置輔助降低背壓，比單一依靠提高風(fēng)機(jī)轉(zhuǎn)速來降低背壓的經(jīng)濟(jì)性更好。

圖4 排汽流量1 167 t/h，不同迎面風(fēng)速下環(huán)境溫度與凝汽器排汽壓力的特性曲線Fig.4 Characteristic curves of ambient temperature and condenser exhaust pressure under exhaust flow of 1 167 t/h and different face wind speeds

2.4 迎面風(fēng)速的影響

排汽流量為1 167 t/h，不同環(huán)境溫度下迎面風(fēng)速與凝汽器排汽壓力的特性曲線如圖5所示。圖6為環(huán)境溫度為33.5℃，不同排汽流量下凝汽器排汽壓力隨迎面風(fēng)速的變化。

圖6 環(huán)境溫度33.5℃，不同排汽流量下迎面風(fēng)速與凝汽器排汽壓力的特性曲線Fig.6 Characteristic curves of head wind speed and condenser exhaust pressure under ambient temperature of 33.5℃and different exhaust flows

由圖5可知，隨著迎面風(fēng)速的增加，凝汽器排汽壓力先快速降低后趨于平緩。環(huán)境溫度為40℃時(shí)，隨著迎面風(fēng)速從1 m/s增加到2 m/s，凝汽器排汽壓力快速降低了66.02 kPa，變化幅度較大。環(huán)境溫度為5℃時(shí)，隨著迎面風(fēng)速的增加，凝汽器排汽壓力下降了15.83 kPa，降低幅度較小。當(dāng)迎面風(fēng)速達(dá)到2.5 m/s時(shí)，再增大迎面風(fēng)速，凝汽器排汽壓力幾乎不變。在夏季高溫時(shí)段可以適當(dāng)提高風(fēng)機(jī)轉(zhuǎn)速來降低背壓，當(dāng)迎面風(fēng)速達(dá)到2.5 m/s后，再增大迎面風(fēng)速，背壓變化幅度微小，但由于風(fēng)機(jī)耗功變化與風(fēng)機(jī)轉(zhuǎn)速比的3次方成正比，隨著風(fēng)機(jī)轉(zhuǎn)速的增加，風(fēng)機(jī)耗電量快速增加，經(jīng)濟(jì)性較差。

圖5 排汽流量1 167 t/h，不同環(huán)境溫度下迎面風(fēng)速與凝汽器排汽壓力的特性曲線Fig.5 Characteristic curves of head wind speed and condenser exhaust pressure under different ambient temperatures with exhaust flow of 1 167 t/h

由圖6可知，環(huán)境溫度為33.5℃時(shí)，隨著迎面風(fēng)速的增加，凝汽器排汽壓力先快速下降后趨于平緩。排汽流量越大，凝汽器排汽壓力隨迎面風(fēng)速增加而降低的幅度越大。迎面風(fēng)速大于2.5 m/s時(shí)，凝汽排汽壓力幾乎不變，機(jī)組運(yùn)行較為穩(wěn)定。

2.5 排汽流量的影響

迎面風(fēng)速為2.31 m/s，不同環(huán)境溫度下排汽流量與凝汽器排汽壓力的特性曲線如圖7所示。圖8為環(huán)境溫度為33.5℃，不同迎面風(fēng)速下排汽流量與凝汽器排汽壓力的特性曲線。

圖7 迎面風(fēng)速2.31 m/s，不同環(huán)境溫度下排汽流量與凝汽器排汽壓力的特性曲線Fig.7 Characteristic curves of exhaust flow and condenser exhaust steam pressure under different ambient temperatures at 2.31 m/s head wind speed

圖8 環(huán)境溫度33.5℃，不同迎面風(fēng)速下排汽流量與凝汽器排汽壓力的特性曲線Fig.8 Characteristic curves of exhaust flow and condenser exhaust pressure at ambient temperature of 33.5℃and different head wind speeds

由圖7可知，迎面風(fēng)速為2.31 m/s，凝汽器排汽壓力隨著排汽流量的增加而升高，二者近似呈線性關(guān)系。相同排汽流量下，凝汽器排汽壓力隨著環(huán)境溫度升高的增加幅度依次遞增。在冬季低溫環(huán)境下，凝汽器排汽壓力計(jì)算結(jié)果大都低于5 kPa，且隨排汽流量的增大變化范圍很小。因此，在冬季負(fù)荷較低時(shí)，為防止凝汽器翅片發(fā)生凍結(jié)，需要采取防凍措施，如提高散熱管束的真空嚴(yán)密性，適當(dāng)提高凝汽器排汽壓力，通過風(fēng)機(jī)低頻運(yùn)行、停運(yùn)個(gè)別風(fēng)機(jī)、風(fēng)筒封堵、遮蓋苫布以減少翅片散熱量等。在夏季高溫環(huán)境下，隨著排汽流量的增大，凝汽器排汽壓力變化范圍增大。因此，為確保機(jī)組夏季高溫時(shí)段安全運(yùn)行，需要對機(jī)組限定負(fù)荷，以避免因背壓過高而引起機(jī)組停機(jī)。

由圖8可知，凝汽器排汽壓力隨排汽流量的增加而升高，且迎面風(fēng)速越小，凝汽器排汽壓力與排汽流量的關(guān)系曲線越陡峭。當(dāng)迎面風(fēng)速從1.0 m/s增加到4.0 m/s時(shí)，凝汽器排汽壓力隨著排汽流量的增加呈從集中到發(fā)散趨勢：當(dāng)排汽流量為310 t/h時(shí)，迎面風(fēng)速從1.0 m/s增加到4.0 m/s，相應(yīng)的凝汽器排汽壓力降幅僅為8.28 kPa；當(dāng)排汽流量為1 167 t/h時(shí)，迎面風(fēng)速從1.0 m/s增加到4.0 m/s，相應(yīng)的凝汽器排汽壓力降幅為67.97 kPa。

3 結(jié)論

1）環(huán)境溫度較高且排汽流量一定時(shí)，可以適當(dāng)增大迎面風(fēng)速以降低凝汽器排汽壓力，但當(dāng)迎面風(fēng)速達(dá)到2.5 m/s時(shí)，再增大迎面風(fēng)速，機(jī)組背壓降低幅度很小，帶來的機(jī)組功率增加很小，而增大風(fēng)機(jī)轉(zhuǎn)速導(dǎo)致的風(fēng)機(jī)耗功較多，經(jīng)濟(jì)性較差。

2）夏季高溫時(shí)段，為確保機(jī)組安全經(jīng)濟(jì)運(yùn)行，可以對機(jī)組采取限負(fù)荷運(yùn)行、增加空冷島尖峰噴淋裝置、適當(dāng)提高風(fēng)機(jī)轉(zhuǎn)速以增大迎面風(fēng)速等手段。

3）在冬季低溫時(shí)段，排汽流量和迎面風(fēng)速對凝汽器排汽壓力的影響并不大，環(huán)境溫度低時(shí)，凝汽器排汽壓力很小，此時(shí)要采取防凍措施，適當(dāng)提高凝汽器排汽壓力以利于空冷島的安全運(yùn)行。