直接空冷機組凝汽器變工況特性分析

周 玉,李 瀅

(華北電力大學,河北 保定 071003)

近年來,大容量直接空冷機組在缺水地區得到了重點發展,這些大型空冷機組的投運,迅速提高了國內空冷機組的應用水平。而提高集中投運的直接空冷機組運行的經濟性,也成為一個急需解決的新課題。

汽輪機排汽經管道送到空冷凝汽器的翅片管束中,由在翅片管外流動的空氣將其冷凝,得到的凝結水由凝結水泵送至回熱系統,經汽輪機抽氣加熱后作為鍋爐給水循環使用[1]。空冷散熱器由多個冷卻三角形組成,三角形的兩側各有1個翅片管束組件,翅片管束呈傾斜布置,由水平面成一夾角,節省了占地面積,提高了傳熱系數 (見圖1)。

圖1 直接空冷機組原則性熱力系統圖

1——鍋爐;2——過熱器;3——汽輪機;4——發電機;

5——軸流冷卻風機;6——空冷凝汽器;7——凝結水箱;

8——凝結水泵;9——凝結水精處理裝置;

10——凝結水升壓泵;11——低壓加熱器;12——除氧器;

13——給水泵;14——高壓加熱器

1 直接空冷機組冷端數學模型

眾所周知,在冷端系統中,凝汽器壓力的高低可以直接反映整個機組的運行狀況和熱經濟性水平。因此,對空冷凝汽器進行變工況計算并繪制相應的特性曲線,對優化運行具有很好的指導意義。

直接空冷凝汽器是一種表面式汽—氣換熱器,對其空冷系統進行變工況特性分析時常采用 ε-NTU法。根據空冷換熱器的特點,確定其數學模型為

k——傳熱系數,W/(m2·℃);

F——傳熱面積,m2;

ta1——直接空冷凝汽器進口空氣溫度,℃;

ta2——直接空冷凝汽器出口空氣溫度,℃;

tn——直接空冷凝汽器進口蒸汽溫度,℃。

當蒸汽在管內的流速不高時,液膜在重力作用下層流流動,可根據努塞爾理論分析結果,進行管內飽和蒸汽凝結傳熱計算。散熱器冷卻管傾斜放置時[2]

式中 ρ——凝結水的密度,kg/m3;

λ——導熱系數,W/(m2·℃);

μ——動力粘度,Pa·s;

r——排汽凝結潛熱,J;

ts——排汽溫度,℃;

tw——管壁溫度,℃;

L——翅片管的長度,m;

g——重力加速度,m/s2。

當液膜下端某處的Re＞2 100時,呈紊流狀態流動,對此區域采用加權平均法,可求出沿整個液膜高度的平均凝結換熱系數,計算公式為

式中 Ga——伽利略數,Ga=gl3/ν2;

Pr——普朗特數,Pr=ν/a;

Nu——努爾謝特數,Nu=αil/λ。

式中,除Prw用壁溫tw計算外,其余物理量定性溫度均為ts,且物性參數均采用凝結液計算,特征尺度為豎壁高度。由于管內換熱為存在相變的凝結換熱,換熱系數很高,所以在工程的簡化計算中可以設定凝結換熱系數為10 000 W/(m·K),此設定對換熱系數的最終計算結果影響很小,也便于數據的處理和計算。

空冷散熱器外側為強迫對流換熱,其換熱系數一般由廠家提供。通過對國產矩形翅片橢圓管簇的放熱系數和氣流阻力進行的實驗論證[3],可得管外對流換熱系數經驗公式為

式中 dH——水力直徑,m;

f——流通面積,m2;

u——濕潤周長,m;

ν——運動粘度,m2/s;

Re— —雷諾數,Re=umaxdH/ν,且滿足 2 ×103＜Re ＜1.5 ×104;

umax——最窄截面處的氣流速度,m/s。

空冷凝汽器的總熱阻[4]為

式中η0——肋面效率,η0=F1+ηfF2/F0;

εi、ε0——翅片管內 、外污垢系數,(m2·℃)/W;

δ1——換熱器壁厚,m;

Fi——換熱器內換熱面積,m2;

F0——換熱器外換熱面積,m2;

Fm——管壁對數平均表面積,m2,Fm=

2 直接空冷機組變工況分析

將各個環節的換熱系數和熱阻代入式 (7),即可求得空冷散熱器傳熱系數,然后將所求得結果代入排汽溫度計算公式,可得出凝汽器溫度tn,即汽輪機空冷凝汽器排汽溫度。根據公式pn=f(tn),可以得到pn影響因素的表達式為

在實際運行中,需綜合考慮汽輪機及空冷系統等因素的影響。排汽熱負荷Qn為汽輪機的冷源損失;pn為汽輪機排汽壓力;迎面風速 νNF可通過采用變頻風機改變風機功率來進行調整[6];環境溫度ta1根據所在地區典型氣象條件選取;在直接空冷機組換熱面積設計中,翅片管內、外的污垢系數εi、εo常取經驗值。因此可以將公式簡化為

以300 MW機組的機械通風直接空冷系統為例進行計算,其主要數據如表1和表2所示。

由圖2可見,凝汽器壓力隨排汽熱負荷的增大和換熱面積的減少而升高,且凝汽器熱負荷越高,凝汽器壓力增加越迅速,當換熱面積的變化幅度相同時,熱負荷越低,其所對應的凝汽器壓力變化越小。如換熱面積從516 000 m2提高到606 000 m2時 ,30%熱負荷和額定負荷下對應的凝汽器壓力分別提高0.625 kPa和4.25 kPa。

表1 300 MW直接空冷機組主要數據

表2 300 MW空冷凝汽器主要數據

圖2 保持環境溫度 ta1、迎面風速 νNF不變,總傳熱面積A、排汽熱負荷Qn對凝汽器壓力pn的影響曲線

圖3 保持排汽熱負荷Qn、迎面風速 νNF不變,總傳熱面積、環境溫度ta1對凝汽器壓力pn的影響曲線

由圖3可見,空冷凝汽器壓力隨環境溫度的升高而升高,隨換熱面積的增大而降低,且換熱面積越小,這種變化趨勢越明顯。若換熱面積的變化幅度一定,則環境溫度低時的變化量小于溫度高時的變化量,如換熱面積從516 000 m2提高到606 000 m2時,環境溫度5℃和40℃對應的凝汽器壓力分別提高3.2 kPa和11 kPa。

由圖4可知,在環境溫度為17℃時,排汽熱負荷降低,凝汽器壓力也隨之降低,且熱負荷越小,降低的幅度越少。在同一排汽熱負荷下,傳熱面積越大,凝汽器壓力就越小,且排汽熱負荷越大,這種變化趨勢就越顯著[7]。

3 運行偏差對經濟性的影響

圖4 保持環境溫度ta1、迎面風速 νNF不變,排汽熱負荷Qn、總傳熱面積A對凝汽器壓力p的影響曲線

在機組實際運行過程中,凝汽器壓力的運行值p′n往往與設計值pn存在著偏差。根據機組變工況理論,并通過計算基礎數據可得出凝汽器的壓力運行值。運行值偏離設計值時對經濟性造成的影響反映在發電標準的煤耗率變化 Δ b上。由凝汽器壓力pn偏差引起的機組煤耗率變化 Δ b可由以下函數關系計算

由圖5可知,環境溫度為17℃時,隨著凝汽器壓力偏差的增大,煤耗變化也隨之增大,并且隨著環境溫度的升高,凝汽器壓力變化對煤耗的影響力減弱。所以應盡量把凝汽器壓力保持在設計值附近,否則會使煤耗變化劇烈,嚴重影響機組的經濟性和安全性。

由圖6可見,電負荷一定時,凝汽器壓力偏差越高,煤耗變化越大。排汽壓力變化0.01 MPa時,額定電負荷和60%電負荷煤耗變化相差0.1 g/(kWh)。

綜合考慮圖4、圖5、圖6,同時結合煤價和管材價格對直接空冷機組進行優化。由于直接空冷機組大多建在富煤缺水地區,相對于其他地區標煤價格相對較低,而全國范圍內散熱器價格基本一致,所以可以針對實際運行生產中出現的具體情況,結合電廠的標煤價格選擇不同的散熱面積,以提高機組的技術經濟性。

4 結論

a. 研究冷端系統的變工況特性以確定凝汽器壓力的影響因素及規律,從而為空冷系統的優化運行和提高其經濟性提供理論依據。

b. 空冷機組的排汽壓力pc和凝汽器壓力pn在數值上有較大差別,若考慮排汽管道的壓損Δ p1、排汽口和凝汽器入口間水蒸氣柱高度壓差Δ p2,是滿足公式:pc=pn+Δ p1+Δ p2[8],可知變工況特性曲線與實際情況存在的差異。

c. 當直接空冷機組運行一段時間之后,由于空冷凝汽器管外積灰、管內結垢等原因,空冷凝汽器傳熱系數將會降低,即使維持凝結蒸汽量和冷卻空氣流量不變,凝汽器壓力仍達不到設計要求,此時,應對其特性曲線進行修正。

[1] 丁爾謀.發電廠空冷技術 [M].北京:水利水電出版社,1993.

[2] 嚴俊杰,張春雨,李秀云,等.直接空冷系統變工況特性的理論研究 [J].熱能動力工程,2000,15(11):601-704.

[3] Miao Z,Ye SQ,Chen YL,et al.Ancillary evaporative cooling system of direct air-cooling power station [C].Proceedings of the World Engineers,Convention 2004,Shanghai,2004.

[4] 楊世銘.傳熱學 [M].北京:高等教育出版社,1998.

[5] 邱麗霞,郝艷紅.直接空冷汽輪機及其熱力系統 [M].北京:中國電力出版社,2006.

[6] 馬義偉.空冷氣設計與應用 [M].哈爾濱:哈爾濱工業大學出版社,1998.

[7] 楊立軍,郭躍年,杜小澤,等.環境影響下的直接空冷系統運行特性研究 [J].現代電力,2005,22(6):39-42.