直接空冷机组凝汽器变工况特性分析

周 玉,李 滢

(华北电力大学,河北 保定 071003)

近年来,大容量直接空冷机组在缺水地区得到了重点发展,这些大型空冷机组的投运,迅速提高了国内空冷机组的应用水平。而提高集中投运的直接空冷机组运行的经济性,也成为一个急需解决的新课题。

汽轮机排汽经管道送到空冷凝汽器的翅片管束中,由在翅片管外流动的空气将其冷凝,得到的凝结水由凝结水泵送至回热系统,经汽轮机抽气加热后作为锅炉给水循环使用[1]。空冷散热器由多个冷却三角形组成,三角形的两侧各有1个翅片管束组件,翅片管束呈倾斜布置,由水平面成一夹角,节省了占地面积,提高了传热系数 (见图1)。

图1 直接空冷机组原则性热力系统图

1——锅炉;2——过热器;3——汽轮机;4——发电机;

5——轴流冷却风机;6——空冷凝汽器;7——凝结水箱;

8——凝结水泵;9——凝结水精处理装置;

10——凝结水升压泵;11——低压加热器;12——除氧器;

13——给水泵;14——高压加热器

1 直接空冷机组冷端数学模型

众所周知,在冷端系统中,凝汽器压力的高低可以直接反映整个机组的运行状况和热经济性水平。因此,对空冷凝汽器进行变工况计算并绘制相应的特性曲线,对优化运行具有很好的指导意义。

直接空冷凝汽器是一种表面式汽—气换热器,对其空冷系统进行变工况特性分析时常采用 ε-NTU法。根据空冷换热器的特点,确定其数学模型为

k——传热系数,W/(m2·℃);

F——传热面积,m2;

ta1——直接空冷凝汽器进口空气温度,℃;

ta2——直接空冷凝汽器出口空气温度,℃;

tn——直接空冷凝汽器进口蒸汽温度,℃。

当蒸汽在管内的流速不高时,液膜在重力作用下层流流动,可根据努塞尔理论分析结果,进行管内饱和蒸汽凝结传热计算。散热器冷却管倾斜放置时[2]

式中 ρ——凝结水的密度,kg/m3;

λ——导热系数,W/(m2·℃);

μ——动力粘度,Pa·s;

r——排汽凝结潜热,J;

ts——排汽温度,℃;

tw——管壁温度,℃;

L——翅片管的长度,m;

g——重力加速度,m/s2。

当液膜下端某处的Re＞2 100时,呈紊流状态流动,对此区域采用加权平均法,可求出沿整个液膜高度的平均凝结换热系数,计算公式为

式中 Ga——伽利略数,Ga=gl3/ν2;

Pr——普朗特数,Pr=ν/a;

Nu——努尔谢特数,Nu=αil/λ。

式中,除Prw用壁温tw计算外,其余物理量定性温度均为ts,且物性参数均采用凝结液计算,特征尺度为竖壁高度。由于管内换热为存在相变的凝结换热,换热系数很高,所以在工程的简化计算中可以设定凝结换热系数为10 000 W/(m·K),此设定对换热系数的最终计算结果影响很小,也便于数据的处理和计算。

空冷散热器外侧为强迫对流换热,其换热系数一般由厂家提供。通过对国产矩形翅片椭圆管簇的放热系数和气流阻力进行的实验论证[3],可得管外对流换热系数经验公式为

式中 dH——水力直径,m;

f——流通面积,m2;

u——湿润周长,m;

ν——运动粘度,m2/s;

Re— —雷诺数,Re=umaxdH/ν,且满足 2 ×103＜Re ＜1.5 ×104;

umax——最窄截面处的气流速度,m/s。

空冷凝汽器的总热阻[4]为

式中η0——肋面效率,η0=F1+ηfF2/F0;

εi、ε0——翅片管内 、外污垢系数,(m2·℃)/W;

δ1——换热器壁厚,m;

Fi——换热器内换热面积,m2;

F0——换热器外换热面积,m2;

Fm——管壁对数平均表面积,m2,Fm=

2 直接空冷机组变工况分析

将各个环节的换热系数和热阻代入式 (7),即可求得空冷散热器传热系数,然后将所求得结果代入排汽温度计算公式,可得出凝汽器温度tn,即汽轮机空冷凝汽器排汽温度。根据公式pn=f(tn),可以得到pn影响因素的表达式为

在实际运行中,需综合考虑汽轮机及空冷系统等因素的影响。排汽热负荷Qn为汽轮机的冷源损失;pn为汽轮机排汽压力;迎面风速 νNF可通过采用变频风机改变风机功率来进行调整[6];环境温度ta1根据所在地区典型气象条件选取;在直接空冷机组换热面积设计中,翅片管内、外的污垢系数εi、εo常取经验值。因此可以将公式简化为

以300 MW机组的机械通风直接空冷系统为例进行计算,其主要数据如表1和表2所示。

由图2可见,凝汽器压力随排汽热负荷的增大和换热面积的减少而升高,且凝汽器热负荷越高,凝汽器压力增加越迅速,当换热面积的变化幅度相同时,热负荷越低,其所对应的凝汽器压力变化越小。如换热面积从516 000 m2提高到606 000 m2时 ,30%热负荷和额定负荷下对应的凝汽器压力分别提高0.625 kPa和4.25 kPa。

表1 300 MW直接空冷机组主要数据

表2 300 MW空冷凝汽器主要数据

图2 保持环境温度 ta1、迎面风速 νNF不变,总传热面积A、排汽热负荷Qn对凝汽器压力pn的影响曲线

图3 保持排汽热负荷Qn、迎面风速 νNF不变,总传热面积、环境温度ta1对凝汽器压力pn的影响曲线

由图3可见,空冷凝汽器压力随环境温度的升高而升高,随换热面积的增大而降低,且换热面积越小,这种变化趋势越明显。若换热面积的变化幅度一定,则环境温度低时的变化量小于温度高时的变化量,如换热面积从516 000 m2提高到606 000 m2时,环境温度5℃和40℃对应的凝汽器压力分别提高3.2 kPa和11 kPa。

由图4可知,在环境温度为17℃时,排汽热负荷降低,凝汽器压力也随之降低,且热负荷越小,降低的幅度越少。在同一排汽热负荷下,传热面积越大,凝汽器压力就越小,且排汽热负荷越大,这种变化趋势就越显著[7]。

3 运行偏差对经济性的影响

图4 保持环境温度ta1、迎面风速 νNF不变,排汽热负荷Qn、总传热面积A对凝汽器压力p的影响曲线

在机组实际运行过程中,凝汽器压力的运行值p′n往往与设计值pn存在着偏差。根据机组变工况理论,并通过计算基础数据可得出凝汽器的压力运行值。运行值偏离设计值时对经济性造成的影响反映在发电标准的煤耗率变化 Δ b上。由凝汽器压力pn偏差引起的机组煤耗率变化 Δ b可由以下函数关系计算

由图5可知,环境温度为17℃时,随着凝汽器压力偏差的增大,煤耗变化也随之增大,并且随着环境温度的升高,凝汽器压力变化对煤耗的影响力减弱。所以应尽量把凝汽器压力保持在设计值附近,否则会使煤耗变化剧烈,严重影响机组的经济性和安全性。

由图6可见,电负荷一定时,凝汽器压力偏差越高,煤耗变化越大。排汽压力变化0.01 MPa时,额定电负荷和60%电负荷煤耗变化相差0.1 g/(kWh)。

综合考虑图4、图5、图6,同时结合煤价和管材价格对直接空冷机组进行优化。由于直接空冷机组大多建在富煤缺水地区,相对于其他地区标煤价格相对较低,而全国范围内散热器价格基本一致,所以可以针对实际运行生产中出现的具体情况,结合电厂的标煤价格选择不同的散热面积,以提高机组的技术经济性。

4 结论

a. 研究冷端系统的变工况特性以确定凝汽器压力的影响因素及规律,从而为空冷系统的优化运行和提高其经济性提供理论依据。

b. 空冷机组的排汽压力pc和凝汽器压力pn在数值上有较大差别,若考虑排汽管道的压损Δ p1、排汽口和凝汽器入口间水蒸气柱高度压差Δ p2,是满足公式:pc=pn+Δ p1+Δ p2[8],可知变工况特性曲线与实际情况存在的差异。

c. 当直接空冷机组运行一段时间之后,由于空冷凝汽器管外积灰、管内结垢等原因,空冷凝汽器传热系数将会降低,即使维持凝结蒸汽量和冷却空气流量不变,凝汽器压力仍达不到设计要求,此时,应对其特性曲线进行修正。

[1] 丁尔谋.发电厂空冷技术 [M].北京:水利水电出版社,1993.

[2] 严俊杰,张春雨,李秀云,等.直接空冷系统变工况特性的理论研究 [J].热能动力工程,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] 杨世铭.传热学 [M].北京:高等教育出版社,1998.

[5] 邱丽霞,郝艳红.直接空冷汽轮机及其热力系统 [M].北京:中国电力出版社,2006.

[6] 马义伟.空冷气设计与应用 [M].哈尔滨:哈尔滨工业大学出版社,1998.

[7] 杨立军,郭跃年,杜小泽,等.环境影响下的直接空冷系统运行特性研究 [J].现代电力,2005,22(6):39-42.