600 MW汽轮机双背压运行的热经济性分析

2011-08-18林琦,徐升

东北电力技术 2011年9期

林琦,徐升

(1.华北电力大学,河北保定 071003;2.大唐乌沙山发电有限责任公司,浙江宁波 315722)

600 MW汽轮机组采用的凝汽器按背压分为单背压和双背压2种,分别对应不同的循环水系统。双背压凝汽器是在原单背压凝汽器的基础上发展起来的一种新型凝汽器,在一定条件下,可以提高凝汽器的真空或减少凝汽器的面积和循环水量[1],因此得到了广泛的关注和应用。目前,在国外大功率机组中,20% 30%的机组采用双背压凝汽器,我国也运行了数台双背压凝汽器。双背压汽轮机组运行时,凝汽器蒸汽负荷、循环水温度、冷却倍率会随着机组负荷或季节的变化而偏离设计工况,尤其在冬季,由于低压凝汽器入口循环水温过低,致使低压凝汽器达到或低于极限背压,从而产生较大的凝结水过冷度。此外,由于汽轮机末级偏离设计工况较多,致使其相对内效率改变,从而影响机组的热经济性,有时还会影响机组的安全性[2]。为此,文中分析了双背压凝汽器变工况的热经济性,并与单背压凝汽器进行了比较,为双背压机组的优化运行提供了一定的参考。

1 凝汽器背压与机组功率的关系

图1 汽轮机通用曲线

对于凝汽式汽轮机,当其凝汽设备运行状况及工作条件改变时,会引起汽轮机背压的改变,从而引起汽轮机功率的变化。根据实验结果,每台汽轮机都有相应的反映背压、功率变化关系的通用曲线[3-4],如图1所示。图中的AB线段为汽流未达到临界状态时的工况,随着背压的降低,功率的增加,AB段几乎成直线,其中B点为汽流达到临界状态时的点。BC段为背压再降低时的工况,此时汽道斜切部分发生膨胀,汽流偏转,功率缓慢增加。事实上,随着背压的不断降低,排汽比容不断增大,而末级排汽面积不变,因此末级余速损失也将逐步增加,当余速损失的增量等于由于背压下降而增加的有效焓降时,蒸汽达到极限膨胀,曲线到达了C,称为凝汽器的极限背压[5]。CD段为末级动叶斜切部分膨胀结束时的工况,此时背压继续降低,功率将不再增加,反而有所减少,而余速损失的增加大于焓降的增加,凝结水温的降低使第一级低压加热器抽汽量增加,因此汽轮机的总功率减小。

2 双背压凝汽器运行的现状分析

2.1 凝汽器压力的计算模型

凝汽器正常运行时,其压力可由其对应的蒸汽饱和温度来确定。由经验公式[6-7]可得凝汽器压力为

对于低压凝汽器,其相应的蒸汽饱和温度为

对于高压凝汽器,考虑到低压凝汽器的凝结水会在高压凝汽器中吸收热量,热平衡方程为[8-9]

将式 (5) 式 (7)代入式 (4),即可以得到对应的高压凝汽器蒸汽饱和温度:

式中,ps为凝汽器的压力,kPa;ts为凝汽器的饱和蒸汽温度,℃;tw、Δ t、δ t分别为相对于单背压凝汽器的循环水入口温度、循环水温升、凝汽器的传热端差,℃;ts1、ts2分别为低压凝汽器和高压凝汽器的蒸汽饱和温度,℃;tw1、tw2为循环水在低压凝汽器、高压凝汽器入口处的温度值,℃;Δ t1、δ t1和 Δ t2、δt2为低压凝汽器、高压凝汽器的循环水温升的传热端差,℃;Dw为循环水流量,kg/s;Cp为水的定压比热容,kJ/(kg·℃);Dc1、Dc2为低压凝汽器、高压凝汽器入口的蒸汽量,kg/s;Δ hc为1 kg蒸汽在高压凝汽器中的放热量,kJ/kg;K2为高压凝汽器的传热系数,kW/(m2·℃);F2为高压凝汽器的冷却面积,m2。

通过上述计算,可得在相同的负荷、循环水量、循环水流速及冷却面积下,单、双背压凝汽器的压力随循环水入口温度的改变而变化。

2.2 汽轮机运行经济效益的功率增量分析

背压变化对汽轮机做功的影响可以从2个方面来考虑[10-12]。一是排汽焓的改变引起机组有效焓降做功量的变化:

当背压小于极限背压时,公式为

式中h′cr为极限背压下排汽比焓。

温度的变化引起最末级低压加热器抽汽量变化,从而影响做功量。计算公式为

因此,背压变化所引起整个汽轮机装置的新蒸汽等效焓降变化为

式中,上标 “′”为背压变化后的参数 (以下均同);an为排汽流量份额;ann为通过1号加热器的凝结水份额;hc、tn分别为排汽和凝结水比焓值,kJ/kg;η′1为背压变化后1号加热器的抽汽效率。

2.3 计算实例

某电厂机组为亚临界、中间再热、四缸四排汽、凝汽式机组,型号为 N600-16.7/537/537,额定排汽压力为5.4 kPa。配备的凝汽器为双背压、表面式双壳体、单流程凝汽器,冷却面积为38 000 m2,设计循环水进口温度为21.5℃,设计循环水量为68 232 t/h,额定工况下,低压凝汽器背压为4.77 kPa,高压凝汽器背压为6.1 kPa。进而可以计算出双背压机组变工况运行时的经济性,并与单背压凝汽器进行比较,如图2、图3、图4所示。

根据凝汽器压力的计算模型,得到了不同循环水系统运行方式下,循环水进口温度与凝汽器背压的关系曲线。由图2可见,在相同负荷下,随着循环水入口温度的升高,不管是一机二泵还是一机一泵运行,单、双背压凝汽器的背压均有不同程度升高,其差值却逐渐增大。此外,相同条件下,双背压凝汽器的背压达到极限背压时对应的循环水入口温度均比单背压凝汽器要高,说明在环境温度较低时,单背压凝汽器背压比极限背压的经济性、安全性好。

根据汽轮机功率增量的分析方法,得到了不同循环水系统运行方式下,循环水进口温度与功率增量的关系曲线。图3和图4分别为额定负荷和75%负荷下循环水入口温度和功率增量的关系曲线。由图2、图3可知,在额定负荷和循环水系统双泵运行的条件下,尽管循环水入口温度低至5℃时,双背压凝汽器的平均背压仍低于单背压凝汽器,但只有在tw1＞13℃时功率增量之间的差值才为正值,这是由背压下降到极限背压之后引起功率下降和相对内效率的改变而造成的。此外,单泵运行时,功率增量曲线的交点所对应的循环水入口温度较低,说明在环境温度较低、循环水量较大时,采用单背压凝汽器经济性更好。

结合图3、图4可知,在其它条件相同时,双背压机组在环境温度较低时的经济性不如单背压机组,负荷越低,单背压经济性越好。由此可见,当机组负荷和循环水系统运行方式一定,并且循环水入口温度低于临界温度 (单、双背压功率增量相同时对应的循环水入口温度)时,机组采用单背压运行方式经济性较好,可提高汽轮机的发电功率,反之采用双背压运行方式较好。