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

（熱電生產過程污染物監測與控制北京市重點實驗室(華北電力大學)，北京市 昌平區 102206）

0 引言

能源是人類生存和發展的基礎，隨著全球能源消耗的迅速攀升，環境污染和碳減排問題日益成為可持續發展的難題。近年來，我國非化石能源新增裝機占比逐年遞增，截至2020年年底，全國非化石能源發電量占全國發電量的33.9%，同比增長1.2個百分點。但燃煤發電仍占據我國發電側的主導地位，2020年煤電發電量占我國總發電量的60.8%[1-2]。提高煤炭的使用效率、減少污染物排放仍是國內火電一段時期內面臨的主要問題。

我國水資源相對匱乏，特別是北方地區，北方地區大型火電機組以空冷機組為主，空冷技術作為一項高效節水技術雖然有效節約了水資源，但也存在著空氣導熱系數小、散熱占地面積大的弊端。由于空氣導熱系數僅為水導熱系數的1/25，因此，空冷機組的背壓明顯高于濕冷機組，同類型空冷機組煤耗比水冷機組高15 g/(kW·h)左右[3-4]。同時，空冷機組背壓受環境溫度、風向、風速影響較大，不同環境條件下背壓波動較大。有研究[5]指出，600 MW直接空冷機組背壓每降低1 kPa，汽輪機組可新增發電功率約2.6 MW。因此，空冷機組的凝汽器背壓優化成為提高其經濟性的重要方法。

直接空冷凝汽器背壓優化方法大體分為數值模擬計算法、熱力試驗法和變工況計算法。數值模擬計算法需要有機組空冷系統詳細的結構尺寸，計算時間較長，且計算結果依賴于網格劃分的質量好壞[6]。熱力試驗法需要有測量儀器進行現場試驗與測量，費時費力且成本較高。直接空冷凝汽器變工況建模在空冷島設計資料的基礎上，以凝汽器熱平衡方程為核心，具有簡便、快速、計算準確的特點，適合為機組在線優化背壓提供指導。

本文以某600 MW直接空冷機組為案例，采用ε-NTU法對其凝汽器進行了變工況建模計算，建立了迎面風速、環境溫度、排汽流量、排汽壓損與汽輪機排汽壓力的函數關系，計算得到變工況下凝汽器排汽壓力特性曲線，可為指導空冷機組安全經濟運行提供理論依據。

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冷卻單元主要依靠底部的軸流風機抽吸空氣進行強制對流換熱以達到降低排汽溫度的目的。充分換熱后，管束外側入口處空氣溫度ta1被加熱到ta2，管束內側蒸汽被冷凝為水，凝汽器內飽和溫度tn基本不變。直接空冷凝汽器排汽壓力主要與排汽流量、環境溫度、迎面風速、傳熱系數等有關，機組實際運行工況與設計工況存在偏離則稱為變工況，變工況運行時傳熱系數需要重新計算。變工況凝汽器排汽壓力pc與各參數的關系式[7]為

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

汽輪機末級排汽在凝汽器管束內被冷凝為水，蒸汽凝結放熱量Qn的表達式為

式中：hn為排汽焓值，kJ/kg；hsn為凝結水焓值，kJ/kg。

直接空冷凝汽器散熱管束外側空氣吸熱量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，其表達式為

根據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NTU滿足下式：

式中A為凝汽器總傳熱面積，m2。

根據空氣吸熱量與蒸汽放熱量相等，綜合以上方程可以計算tn為

空冷凝汽器內飽和壓力計算公式為

由于空氣出口溫度ta2未知，采用假設迭代法先初步算出合理的ta2范圍，再進一步采用牛頓二分法求根，設置計算精度為|Qn-Qa|<0.000 1，進一步算出精確的ta2值。凝汽器壓力的迭代計算流程如圖1所示。

圖1 迭代計算流程圖Fig.1 Iterative calculation flow chart

1.2 變工況下傳熱系數的計算

凝汽器管束換熱熱阻主要包括：管束外側的空氣強制對流換熱熱阻、管束內側的蒸汽凝結換熱熱阻、翅片管束的導熱熱阻以及管束表面的污垢熱阻[9]。其中，管外強制對流換熱熱阻數量級約為10-2，熱阻較大；管內蒸汽凝結換熱熱阻的數量級約為10-4，熱阻次之；翅片管束基管為壁厚1.5 mm的碳鋼管，翅片材質為鋁，導熱系數很大，并且換熱面積很大，估算其數量級為10-6~10-5，熱阻最小。為進一步簡化傳熱系數的計算，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制對流換熱熱阻[10-12]。在工程實踐中，可以認為傳熱系數是迎面風速的一元函數，變工況下傳熱系數Kod可按下式[13]計算：

1.3 排汽壓損的計算

汽輪機末級排汽流經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，主要包括排汽流經管道的阻力損失和水蒸汽柱產生的壓差。因此，直接空冷凝汽器的排汽壓力pc可按下式計算：

排汽壓損主要與排汽流量、排汽流速、排汽管道結構參數等相關，對不同工況下的排汽壓損進行如下簡化處理[14-16]：

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

2 變工況特性分析

2.1 設計參數

根據圖1所示凝汽器壓力迭代計算流程圖，使用MATLAB編程計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境溫度、迎面風速、排汽流量間的特性曲線。

本文以某國產600 MW直接空冷凝汽器為例，對其進行了變工況計算。其主要設計參數如表1所示。

表1 凝汽器設計參數Tab.1 Condenser design parameters

2.2 變工況模型精度分析

為了評估變工況模型的準確度，使用該模型計算得到了迎面風速2.31 m/s，不同環境溫度下空冷凝汽器排汽壓力與汽輪機末級排汽流量的關系曲線，并與空冷凝汽器廠家說明書中設計工況下的空冷凝汽器特性曲線數據進行對比，具體如圖2所示。

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

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

2.3 環境溫度的影響

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

由圖3可知，直接空冷機組凝汽器排汽壓力隨環境溫度的升高而升高，同時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境溫度的曲線斜率呈遞增趨勢。環境溫度越高，凝汽器排汽壓力隨排汽流量的增加變化范圍越大。如：當環境溫度為10℃時，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；當環境溫度為30℃時，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 迎面風速2.31 m/s，不同排汽流量下環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，直接空冷凝汽器排汽壓力隨迎面風速的增大而減小。相同迎面風速下，凝汽器排汽壓力與環境溫度的曲線斜率呈遞增趨勢；相同環境溫度下，隨著迎面風速的增加，凝汽器排汽壓力的變化量依次減小。當環境溫度較高時，迎面風速的變化對凝汽器排汽壓力的影響很大，由于夏季高溫時依靠提高風機轉速來降低背壓，需要投入大量的風機耗電，且只有在提高風機轉速所投入的風機耗電小于背壓降低帶來的機組發電功率增量時才更經濟。此時可以采取尖峰噴淋裝置輔助降低背壓，比單一依靠提高風機轉速來降低背壓的經濟性更好。

圖4 排汽流量1 167 t/h，不同迎面風速下環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 迎面風速的影響

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

圖6 環境溫度33.5℃，不同排汽流量下迎面風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，隨著迎面風速的增加，凝汽器排汽壓力先快速降低后趨于平緩。環境溫度為40℃時，隨著迎面風速從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。環境溫度為5℃時，隨著迎面風速的增加，凝汽器排汽壓力下降了15.83 kPa，降低幅度較小。當迎面風速達到2.5 m/s時，再增大迎面風速，凝汽器排汽壓力幾乎不變。在夏季高溫時段可以適當提高風機轉速來降低背壓，當迎面風速達到2.5 m/s后，再增大迎面風速，背壓變化幅度微小，但由于風機耗功變化與風機轉速比的3次方成正比，隨著風機轉速的增加，風機耗電量快速增加，經濟性較差。

圖5 排汽流量1 167 t/h，不同環境溫度下迎面風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，環境溫度為33.5℃時，隨著迎面風速的增加，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速增加而降低的幅度越大。迎面風速大于2.5 m/s時，凝汽排汽壓力幾乎不變，機組運行較為穩定。

2.5 排汽流量的影響

迎面風速為2.31 m/s，不同環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為環境溫度為33.5℃，不同迎面風速下排汽流量與凝汽器排汽壓力的特性曲線。

圖7 迎面風速2.31 m/s，不同環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 環境溫度33.5℃，不同迎面風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，二者近似呈線性關系。相同排汽流量下，凝汽器排汽壓力隨著環境溫度升高的增加幅度依次遞增。在冬季低溫環境下，凝汽器排汽壓力計算結果大都低于5 kPa，且隨排汽流量的增大變化范圍很小。因此，在冬季負荷較低時，為防止凝汽器翅片發生凍結，需要采取防凍措施，如提高散熱管束的真空嚴密性，適當提高凝汽器排汽壓力，通過風機低頻運行、停運個別風機、風筒封堵、遮蓋苫布以減少翅片散熱量等。在夏季高溫環境下，隨著排汽流量的增大，凝汽器排汽壓力變化范圍增大。因此，為確保機組夏季高溫時段安全運行，需要對機組限定負荷，以避免因背壓過高而引起機組停機。

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

3 結論

1）環境溫度較高且排汽流量一定時，可以適當增大迎面風速以降低凝汽器排汽壓力，但當迎面風速達到2.5 m/s時，再增大迎面風速，機組背壓降低幅度很小，帶來的機組功率增加很小，而增大風機轉速導致的風機耗功較多，經濟性較差。

2）夏季高溫時段，為確保機組安全經濟運行，可以對機組采取限負荷運行、增加空冷島尖峰噴淋裝置、適當提高風機轉速以增大迎面風速等手段。

3）在冬季低溫時段，排汽流量和迎面風速對凝汽器排汽壓力的影響并不大，環境溫度低時，凝汽器排汽壓力很小，此時要采取防凍措施，適當提高凝汽器排汽壓力以利于空冷島的安全運行。