李國慶，徐 威，王 永，陳雅麗

(1.中電華創(chuàng)(蘇州)電力技術(shù)研究有限公司，江蘇 蘇州 215123；2.安徽蕪湖發(fā)電有限責(zé)任公司，安徽 蕪湖 241000；3.大同電力高級技工學(xué)校，山西 大同 037039)

0 引 言

直接空冷機組具有汽輪機排汽壓力高、空冷風(fēng)機耗電量大、背壓波動幅度大等顯著特點。機組能否安全穩(wěn)定、經(jīng)濟(jì)運行直接受到機組背壓高低的影響[1]。同時，機組運行背壓易受環(huán)境因素干擾，存在夏季機組背壓高，負(fù)荷受限，冬季空冷換熱面凍結(jié)的現(xiàn)象[2-3]。

直接空冷系統(tǒng)中，降低汽輪機的排汽壓力可以增加機組的發(fā)電功率，但并不是冷凝器背壓越低越好。在一定的環(huán)境溫度和冷凝流量下，要想使得凝汽器背壓降低，只能通過提高迎面風(fēng)速，即增大冷卻風(fēng)量來實現(xiàn)，而增大冷卻風(fēng)量會導(dǎo)致風(fēng)機的功耗升高。因此存在一個被稱為“最佳背壓”的凝汽器壓力，在該壓力情況下，提高風(fēng)量降低冷凝器排汽壓力所多出的電功率ΔPe與風(fēng)機提速導(dǎo)致多消耗的電功率ΔPfan之差達(dá)到最大值。所以，確定機組的最佳背壓有利于實現(xiàn)機組的節(jié)能降耗以及優(yōu)化機組運行[4-5]。

將某電廠600 MW機組作為算例，計算不同運行工況下機組最佳的背壓情況，以分析環(huán)境溫度和當(dāng)前運行背壓對最佳背壓的影響。

1 最佳背壓的計算方法

設(shè)定凝汽器背壓為pc，最佳背壓為pc,op，兩者相等時汽輪機功率P相對最大，其定義式可寫為

P|pc=pc,op=max(ΔPe-ΔPfan)

式中：ΔPe為汽輪機的微增功率；ΔPfan為風(fēng)機提速導(dǎo)致多消耗的電功率。

圖1為凝汽器最佳背壓的確定示意圖[6]。

因此，計算直接空冷機組冷凝器最佳背壓就轉(zhuǎn)換為計算汽輪機的微增功率ΔPe以及風(fēng)機提速導(dǎo)致多消耗的電功率ΔPfan。

1.1 機組微增功率計算

工程上用來計算由排汽壓力改變而導(dǎo)致機組功率變化主要有4種方法，不同方法根據(jù)機組各有應(yīng)用。結(jié)合某電廠600 MW的直接空冷系統(tǒng)工作特性，選擇等效熱降法進(jìn)行計算。

1.1.1 等效熱降法

等效熱降法是以回?zé)嵯到y(tǒng)的熱力平衡為基本原理的一種計算方法，這種計算方法與其他方法的區(qū)別在于對整個熱力系統(tǒng)的部分進(jìn)行分析時，將重點放在整體中出現(xiàn)變化的局部，進(jìn)一步分析出因為部分變化而引起的整個空冷機組的影響。

對于純凝汽式機組，由于不存在抽汽等損失，蒸汽通過汽輪葉片所減少的焓值就轉(zhuǎn)換成對機組的做功，所以對于單位質(zhì)量蒸汽，有：

H=h0-hc

式中：h0為蒸汽的初始焓值，kJ/kg；hc為乏汽的焓值，kJ/kg。

而對于具有回?zé)岬臋C組，單位質(zhì)量蒸汽經(jīng)過機組葉片的做功為

H=(h0-hc)-α1(h1-hc)-…-αz(hz-hc)

1.1.2 排汽壓力變化的等效熱降計算

如果汽輪機的背壓發(fā)生改變，其對發(fā)電系統(tǒng)功率的影響主要體現(xiàn)在兩方面，其一為乏汽的焓改變導(dǎo)致整個汽輪機有效焓的變化值ΔH01；另一個則為由于冷凝循環(huán)水溫度的改變導(dǎo)致最后一級低溫加熱器的蒸汽抽汽份額出現(xiàn)的變化值ΔH02。排汽壓力做功分析如圖2所示。

圖2 排汽壓力做功分析圖

另外，凝結(jié)水溫度變化引起機組內(nèi)蒸汽做功量的變化。根據(jù)等效熱降原理，就相對于蒸汽產(chǎn)生的αnnΔτn焓值變化。那么此時抽汽份額發(fā)生改變導(dǎo)致機組做功的變化為

ΔH02=αnnΔτnη′1

式中：αnn為流經(jīng)低加的凝結(jié)水份額；Δτn是最后一級的加熱器凝結(jié)水焓的上升值，kJ/kg；η′1是機組背壓改變之后末級低壓加熱器的抽汽效率，不同的加熱器有不同低加抽汽效率。

通常加熱器可以分為疏水自流型加熱器和匯集型加熱器，若為前者，則可以按照式(1)得出低加抽汽效率[7]：

(1)

式中：η1為運行工況下1號加熱器的抽汽效率,%；H′1為變工況下抽汽焓降，kJ/kg；q′1為變工況下1級抽汽在加熱器中的放熱量，kJ/kg；H1為第1級抽汽的焓降，kJ/kg。

而如果加熱器選擇后者，那么可以按照式(2)計算抽汽效率：

(2)

式中：q1為運行工況下1級抽汽在該加熱器中的放熱量，kJ/kg。

所以因為汽輪機背壓變化而引起的單位質(zhì)量蒸汽焓值改變?yōu)?/p>

ΔHi=ΔH01-ΔH02

則由機組排汽壓力改變引起蒸汽焓降改變?yōu)?/p>

如果汽輪機的主蒸汽量是D0，則機組背壓改變時，汽輪機電功率的改變量能夠根據(jù)式(3)得出：

ΔPe=D0(ΔH02-ΔH01)ηmηg/3.6

(3)

式中：ηm為機械效率；ηg為發(fā)電機效率。

(4)

式中：hjq是低壓缸入口蒸汽的焓，kJ/kg；Δh′jr是變工況運行結(jié)束低壓缸的焓降，kJ/kg；ηelep是低壓缸的額定效率，%。

變工況運行汽輪機低壓缸的排汽焓為

蒸汽的干度通常根據(jù)式(5)計算：

(5)

對于汽輪機低壓缸末級排汽損失的計算，需要先知道變工況運行條件下的機組乏汽的比體積以及其體積流量，這樣按照機組生產(chǎn)時繪制的排汽損失過程曲線圖就能夠得出汽輪機低壓缸最后一級的在排汽時的各種損失。

變工況運行條件下乏汽的比體積計算式為

v′=v′sX′

式中；v′s為變工況機組在相同的壓力條件下干飽和蒸汽的比體積，m3/kg。

1.1.3 抽汽等效熱降計算

第j級回?zé)岢槠拷档? kg所排擠蒸汽的做功改變值也就是所謂的抽汽等效熱降Hj，該定義仍將其下一級抽汽部位抽汽份額的改變包括在內(nèi)。確定Hj是比較容易的，有一定的規(guī)律可循，可歸納成下式：

式中：Am表示單位疏水在m級加熱器的放熱量，Am取γm或τm；γm為單位疏水在m級加熱器的放熱量；τm為第m級加熱器中單位凝結(jié)水的焓升；若加熱器型式為匯集式，Am取τm，若加熱器型式是疏水自流式，則用γm取代Am，二者單位均為kJ/kg；Hm為第m級等效熱降，kJ/kg；qm為單位質(zhì)量抽汽在第m級加熱器中放熱量，kJ/kg。

抽汽效率ηj的定義為抽汽等效熱降Hj和造成Hj出現(xiàn)而送入的熱之比。一旦知道了Hj，相對應(yīng)的抽汽效率ηj能夠直接代入式(6)快速得出：

(6)

1.2 空冷風(fēng)機耗功計算

如果所研究的風(fēng)機與某定性風(fēng)機是屬于同種類型或者幾何尺寸成比例的情況下，則能夠按照相似定理計算得出環(huán)境溫度變化時不同轉(zhuǎn)動速度下風(fēng)機群的功耗[9]：

(7)

式中：NG是風(fēng)機群的總耗功功率，kW；Ni是單臺風(fēng)機的實際耗電功率，kW；N0是在設(shè)計轉(zhuǎn)動速度下風(fēng)機的電耗功率，kW；ρi是實時的大氣密度值，kg/m3；ρ0是測定額定工況下大氣的密度值，kg/m3；qvi為不同風(fēng)機轉(zhuǎn)速下的風(fēng)量，m3/h；qv0為額定轉(zhuǎn)速下風(fēng)機的最大風(fēng)量，m3/h。

2 計算結(jié)果

某電廠600 MW空冷機組抽汽相關(guān)參數(shù)見表1，風(fēng)機相關(guān)數(shù)據(jù)(30 ℃、30 kPa工況)見表2。

2.1 不同工況

根據(jù)上述理論及數(shù)據(jù)，計算不同運行工況下該機組的最佳背壓。

1)運行工況1：此工況下環(huán)境溫度為22.53 ℃，汽輪機的運行負(fù)荷為350.2 MW，排汽壓力為10.28 kPa，總的凝汽流量為197.47 kg/s。經(jīng)運算可知最佳背壓是12.076 kPa，此刻的迎面風(fēng)速為1.83 m/s，是設(shè)計運行工況條件下風(fēng)速的90.95%(即1.83/2.012)。功率增量與機組背壓關(guān)系如圖3所示。

表1 抽汽等效熱降以及熱力系統(tǒng)參數(shù)Table 1 Equivalent heat drop of extraction steam and parameters of thermal system

表2 空冷風(fēng)機數(shù)據(jù)Table 2 Data of air-cooled fan

圖3 350 MW工況下的最佳背壓

2)運行工況2：環(huán)境溫度為25.73 ℃，汽輪機的實際負(fù)荷為399.07 MW，此時工作的背壓為16.04 kPa，總的凝汽流量為240.37 kg/s。此工況下功率增量與背壓關(guān)系如圖4所示，計算可得該工況下機組的最佳背壓為14.868 kPa，此刻的迎面風(fēng)速為2.08 m/s，是設(shè)計運行工況條件下風(fēng)速的103.3%。

3)運行工況3：環(huán)境溫度為27.47 ℃，汽輪機的實際負(fù)荷為501.17 MW，此時工作的背壓為21.63 kPa，總的凝汽流量為283.24 kg/s。經(jīng)過運算可知該運行工況下的最佳背壓為18.987 kPa，此刻的迎面風(fēng)速為2.495 m/s，是設(shè)計運行工況條件下風(fēng)速的124%，在此工況中汽輪機各部分功率增量與汽輪機背壓曲線如圖5所示。

4)運行工況4：環(huán)境溫度為25.85 ℃，汽輪機的實際負(fù)荷為551.08 MW，此時工作的背壓為23.13 kPa，總的凝汽流量為311.83 kg/s?？芍撨\行工況下的最佳背壓為17.985 kPa，對應(yīng)的迎面風(fēng)速是2.46 m/s，占設(shè)計運行工況條件下風(fēng)速的122.26%。圖6為功率增量和汽輪機背壓關(guān)系。

圖4 400 MW工況下的最佳背壓

圖5 500 MW工況下的最佳背壓

2.2 影響因素分析

85%THA負(fù)荷工況下周圍環(huán)境溫度對直接空冷機組運行最佳背壓以及最佳風(fēng)機頻率的關(guān)系如圖7所示。隨著環(huán)境溫度升高，機組最佳背壓逐漸增大，且風(fēng)機的最佳工作頻率同樣會上升，但是當(dāng)風(fēng)機負(fù)荷達(dá)到峰值時風(fēng)機頻率便不再變化。

圖6 550 MW工況下的最佳背壓

圖7 85%工況下，環(huán)境溫度對最佳背壓的影響

在環(huán)境溫度以及機組的凝汽流量保持不變的情況下，通過使當(dāng)前背壓變化，分析其給汽輪機最佳背壓確定帶來的影響，根據(jù)程序計算得出的結(jié)果繪制曲線，如圖8所示。能夠發(fā)現(xiàn)，直接空冷系統(tǒng)的功率改變的數(shù)值是由當(dāng)前背壓決定的，但是當(dāng)前背壓無論為何值，機組的最佳背壓仍然不會改變。因此，當(dāng)前背壓對機組最佳背壓基本上不會起作用。

圖8 當(dāng)前背壓變化，背壓與功率改變值之間的關(guān)系

3 結(jié) 語

1)不同運行工況下機組的最佳背壓不同，因此在機組實際運行過程中要優(yōu)化機組背壓，使機組的性能達(dá)到最高。

2)因軸流式風(fēng)機的負(fù)荷運行區(qū)間有一定范圍，而一旦風(fēng)機頻率上升至某一定值后，則無法僅僅依靠改變送入的風(fēng)量來調(diào)節(jié)汽輪機的排汽壓力，而且此時如果周圍溫度繼續(xù)上升或是機組的負(fù)荷再一次增加，汽輪機的排汽壓力會立即增大，為防止事故發(fā)生、使機組能夠穩(wěn)定工作，要啟用噴水降溫或者使機組的負(fù)荷減小。

3)機組當(dāng)前運行的背壓不會影響機組的最佳背壓，但是會給機組的功率凈改變量帶來變化，對優(yōu)化機組運行、節(jié)能降耗有重要意義。

4)機組的最佳背壓受環(huán)境溫度作用較大，隨著環(huán)境溫度的增加而上升，因此需要避免環(huán)境溫度帶來的影響，并且對其加以利用以優(yōu)化機組運行。