300 MW機(jī)組汽輪機(jī)排汽通道安裝導(dǎo)流裝置設(shè)計研究

劉暉明

(貴溪發(fā)電有限責(zé)任公司，江西 貴溪 335400)

0 引言

低壓排汽缸是汽輪機(jī)的重要部件之一，其主要作用是將通流部分末級軸向排汽引導(dǎo)入凝汽器，并把低壓缸末級葉柵出口的余速動能轉(zhuǎn)化為壓力能。在排汽裝置真空度給定的條件下，降低末級葉柵出口截面處的靜壓，可增加汽輪機(jī)的配置焓降，提高汽輪機(jī)的熱效率。

國產(chǎn)引進(jìn)型300 MW汽輪機(jī)普遍存在出口背壓偏高，凝汽器喉部汽阻較大，能耗偏高等問題。本文通過模擬試驗、理論分析和數(shù)值模擬，對排汽通道提出了優(yōu)化改造方案。

1 原因分析

低壓缸排汽壓力偏高的原因為排汽端通道結(jié)構(gòu)缺陷所致。該機(jī)型結(jié)構(gòu)緊湊，但其低壓缸采用了徑向排汽結(jié)構(gòu)，其擴(kuò)壓部分未設(shè)置導(dǎo)流裝置。同時，凝汽器喉部橫向設(shè)置了7號、8號加熱器，抽汽管道及喉部支撐管，這種結(jié)構(gòu)及布置不僅造成排汽通道損失系數(shù)很高，而且凝汽器管束入口處蒸汽流場分布很不均勻，使凝汽器內(nèi)不同位置的換熱管熱負(fù)荷偏差大，就相當(dāng)于減少了凝汽器的有效傳熱面積，進(jìn)而影響汽輪機(jī)的排汽真空度，造成汽輪機(jī)的效率和出力降低，尤其在夏季工況問題更為突出。因此，對該型汽輪機(jī)的低壓排汽通道進(jìn)行優(yōu)化改造是十分必要的[1，2]。

2 研究的方法

本文是以相似理論為指導(dǎo)的試驗研究法。

根據(jù)氣體動力學(xué)空氣吹風(fēng)試驗原理，對300 MW汽輪機(jī)排汽通道進(jìn)行模型吹風(fēng)試驗。以相似理論為原則，保證了模型和原型幾何相似、邊界條件相似及動力相似，建立模型實驗臺并確定實驗條件。

(1)幾何相似

按300 MW機(jī)組排汽缸尺寸模化到排汽缸實驗臺上，根據(jù)比例建立排汽缸及凝汽器喉部模型。

(2)邊界條件相似

邊界條件相似，即為排汽缸進(jìn)出口的流動條件相似。排汽缸進(jìn)口由特制的葉柵來模擬排汽進(jìn)口偏轉(zhuǎn)角，喉部模型試驗件連接在排汽缸模型上，使喉部入口速度得到了理想的模擬。

(3)動力相似

對排汽通道來說，兩個幾何相似的流動僅在粘性力作用下達(dá)成動力相似，則其雷諾數(shù)必然相等。當(dāng)雷諾數(shù)大于某一定值 (第二臨界值)時，流體的速度分布均彼此相似，與雷諾數(shù)不再有關(guān)，流體流動進(jìn)入自模化狀態(tài)。對排汽缸而言，第二臨界雷諾數(shù)為(1.5～3.5)×105。

根據(jù)徑向平衡可得末級余速動能:

C2=248.3 m/s;當(dāng)量直徑:Ld=0.9 m;運動粘度系數(shù)可查得:v=15.7×10-6m2/s。

所以，Re=14.23×106，已超過臨界雷諾數(shù)3.5×105，進(jìn)入自動模化區(qū)。試驗時，入口汽流速度v≈70 m/s，空氣粘度系數(shù) v=16.7×10-6m/s，當(dāng)量直徑

則 Rem=vde，m/v'=5.32 ×105，也進(jìn)入自模化區(qū)。所以不必保證二者雷諾數(shù)相等。

對于排汽通道試驗來說，在低馬赫數(shù)下的試驗結(jié)果已能足夠反映其氣動性能，當(dāng)馬赫數(shù)高于0.2時，損失系數(shù)變化不大。另外，認(rèn)為在實物中，喉部汽流溫度變化不大，即為等溫流動，因此采取冷態(tài)模擬實物中的流動是合理的[3，4]。

3 模擬結(jié)果及分析

通過本次模擬，可以得出:未加入導(dǎo)流板之前，機(jī)組排汽通道所形成的出口流場極不均勻，出口截面有許多渦流存在，在凝汽器管束入口處有很大的渦旋區(qū)域，不能充分利用凝汽器的換熱面積，并且使不凝氣體聚集，造成傳熱系數(shù)下降，進(jìn)而會影響凝汽器的傳熱效果及傳熱端差。

由圖1可以看出，速度小于50 m/s的區(qū)域，傳熱系數(shù)較低，速度高于100 m/s的區(qū)域，汽阻過大，而傳熱系數(shù)并沒有相應(yīng)增加。這些都將導(dǎo)致凝汽器換熱效果變差，真空度降低，汽輪機(jī)排汽壓力升高，不利于機(jī)組的經(jīng)濟(jì)性[5]。

如圖2所示，改進(jìn)后換熱管束入口速度低于0 m/s的區(qū)域縮小，并且邊角處的速度也大幅度下降，減小了汽阻。因此，加入導(dǎo)流裝置可以減少凝汽器的傳熱端差，提高汽輪機(jī)組出力，提高電廠運行的經(jīng)濟(jì)性和安全性。

圖2 低壓缸排汽模擬風(fēng)洞試驗 (改進(jìn)后)Fig.2 Simulation of wind tunnel test on lower-pressure cylinder exhaust steam channel after modification

4 實施情況

針對國產(chǎn)引進(jìn)型300 MW機(jī)組低壓缸排汽通道存在流場分布不合理的問題，根據(jù)機(jī)組的安裝和運行情況，在汽輪機(jī)低壓缸排汽通道至凝汽器入口的通道內(nèi)增加了蒸汽導(dǎo)流裝置，導(dǎo)流板安裝示意圖如圖3所示。采用數(shù)值模擬法，對整個排汽通道安裝導(dǎo)流板前后流場進(jìn)行模擬。從圖4中的流場對比可以看出，安裝導(dǎo)流板后，使汽輪機(jī)排汽更加順暢地進(jìn)入凝汽器，原不合理的流場分布能得到明顯改善，以達(dá)到提高凝汽器的換熱性能，從而提高凝汽器真空的目的。采用數(shù)值模擬法，對整個排汽通道進(jìn)行模擬實驗，再通過增加導(dǎo)流板使流場優(yōu)化，確定改造方案。

圖3 凝汽器喉部安裝導(dǎo)流板Fig.3 Deflector mounted in the condenser throat

圖4 安裝導(dǎo)流板前后凝汽器流場對比圖Fig.4 Flow field in condenser comparison beforeand after installing the baffles

圖5顯示，對凝汽器喉部進(jìn)行改造，增加導(dǎo)流板使流場不均勻性得到了明顯改善。安裝導(dǎo)流板后，低壓缸排汽出口流場不均勻系數(shù)明顯小于未安裝前。這是因為優(yōu)化后的后排汽缸擴(kuò)壓能力增強(qiáng)，出口速度降低，使得出口不均勻系數(shù)小于原型設(shè)計。

圖5 安裝導(dǎo)流板前后低壓缸排汽出口汽流不均勻系數(shù)等值線圖Fig.5 Low pressure cylinder exhaust steam outlet flow uneven coefficient isoline map before and after the installation of guide plate

5 改造效果

江西省電力科院研究院對貴溪發(fā)電有限公司6號機(jī)組C修汽輪機(jī)低壓缸排汽通道優(yōu)化后進(jìn)行了凝汽器安裝導(dǎo)流板前、后性能對比試驗。

5.1 傳熱系數(shù)及端差的計算

凝汽器喉部入口蒸汽速度發(fā)生變化時，管束的局部傳熱系數(shù)也隨之發(fā)生變化，并且引起凝汽器總傳熱系數(shù)的變化，總傳熱系數(shù)是各局部傳熱系數(shù)的加權(quán)平均值。

凝汽器的換熱系數(shù)可以用式 (5)來計算:

式中:aw為管內(nèi)壁對冷卻水的放熱系數(shù)，W/(m2·K);d1，d2分別為冷卻管的外徑和內(nèi)徑，m;λ為冷卻管的導(dǎo)熱系數(shù)，W/(m·K);αs為管外側(cè)蒸汽凝結(jié)放熱系數(shù)，W/(m2·K)。

根據(jù)各個單元的換熱系數(shù)ki，利用加權(quán)平均法求的凝汽器的總換熱系數(shù)。

式中:ki為第i面積單元對應(yīng)的管束局部換熱系數(shù);Fi為第i面積單元對應(yīng)管束的冷卻面積;Fc為凝汽器冷卻面積。

最后利用下式計算出端差:

5.2 計算結(jié)果及分析

對排汽通道進(jìn)行優(yōu)化改造，使凝汽器管束入口蒸汽流場合理以后，可以有效提高凝汽器的傳熱系數(shù)，降低端差，這也證明入口蒸汽流場對凝汽器工作性能有重要影響 (見表1)。

表1 改造前后的傳熱系數(shù)和端差計算值Tab.1 Heat transfer coefficient and the end difference calculation before and after the reformation

試驗結(jié)果顯示 (見表2)，在循環(huán)水進(jìn)口溫度為30℃、汽輪機(jī)蒸汽負(fù)荷率為100%時，凝汽器真空提高0.66 kPa。以后的數(shù)次對比試驗和長期統(tǒng)計結(jié)果表明，實施改造后，在與改造前相同的情況下，凝汽器真空可提高0.4～0.7 kPa。

表2 循環(huán)水溫變化表Tab.2 Circulating water temperature change

按照全年平均工況，循環(huán)冷卻水進(jìn)口平均溫度20℃，機(jī)組負(fù)荷率80%計算，實施該項目，凝汽器真空平均可提高0.35 kPa，對應(yīng)供電煤耗下降0.73 g/kW·h。按照機(jī)組每年實際運行時間7 000 h、機(jī)組平均負(fù)荷率80%計算，機(jī)組每年節(jié)約標(biāo)煤3×105×0.8×7 000×0.73×10-6=1 226.4 t;每噸標(biāo)煤按1 000元人民幣計算，優(yōu)化改造后，由于降低供電煤耗，機(jī)組每年增加經(jīng)濟(jì)效益:1 226.4×1 000/1 000 0=122.64萬元人民幣。

6 結(jié)論

(1)原設(shè)計中排汽端結(jié)構(gòu)缺陷，導(dǎo)致排汽通道損失系數(shù)很高，凝汽器管束入口處蒸汽流場分布不均，影響汽輪機(jī)的排汽真空度。

(2)通過加裝導(dǎo)流裝置對原設(shè)計進(jìn)行改進(jìn)，降低了出口處速度分布的不均勻程度，從而減少了氣流不均勻分布對凝汽器換熱效率的影響，使凝汽器喉部出口流場均勻。

(3)通過喉部入口安裝排汽導(dǎo)流裝置，凝汽器的端差降低了1.41℃，凝汽器真空提高了0.4 ～0.7 kPa。

[1]周蘭欣，李富云，李衛(wèi)華.凝汽器殼側(cè)準(zhǔn)三維數(shù)值研究[J].中國電機(jī)工程學(xué)報，2008，28(23):25-30.Zhou Lanxin，Li Fuyun，Li Weihua.Quasi-three-dimensional numerical study of shell side of condenser[J].Proceedings of the CSEE，2008，28(23):25-30.

[2]周蘭欣，金童，尹建興，等.火電機(jī)組濕式冷卻塔加裝導(dǎo)流板的數(shù)值研究[J].汽輪機(jī)技術(shù)，2010，52(1):13-16.Zhou Lanxin，Jing Tong，Yin Jianxing，et al.Numerical study on wet cooling tower with baffle platesin thermal power generating Units[J].Turbine Technology，2010，52(1):13-16.

[3]周蘭欣，李海宏，張淑俠.直接空冷凝汽器單元內(nèi)加裝消旋導(dǎo)流板的數(shù)值模擬[J].中國電機(jī)工程學(xué)報，2011，31(8):7-12.Zhou Lanxin，Li Haihong，Zhang Shuxia.Numerical simulation of installation of the deflector in air-cooling condenser[J].Proceedings of the CSEE，2011，31(8):7-12.

[4]盛偉.300 MW汽輪機(jī)排汽通道改造的理論計算與實驗研究[D].保定:華北電力大學(xué)，2003.

[5]萬逵芳.凝汽器入口蒸汽流場的模擬試驗研究[D].保定:華北電力大學(xué)，2005.