压力匹配器用于大型机组汽动给水系统经济性分析

仲昭勇,王丽萍,于湛铭

(1.东北电力大学能源与动力工程学院，吉林 吉林 132012；2.华电电力科学研究院有限公司，辽宁 沈阳 110180;3.国网辽宁省电力有限公司电力科学研究院,辽宁 沈阳 110006)

目前，国内300 MW及以上机组大多采用的是汽动给水泵[1-3]。其中，以四级抽汽作为小汽轮机的进汽源，以二级抽汽作为备用汽源居多[4-7]。这种方式看似合理，但也会带来在低负荷时采取机组切换至二级抽汽，以至于由于压力过高不得已采用节流方法而导致一部分能量损失，在高低压汽源切换时很容易造成对小汽轮机的热冲击而影响其安全性。为避免这些情况出现，可在小汽轮机前加装压力匹配器，以解决上述出现的问题。

1 压力匹配器工作原理

压力匹配器由接受室、喷嘴、混合室和扩散器四部分组成。工作蒸汽通过增大喷射速度提高压力，在接受室形成一定的低压区来吸入引射蒸汽。工作蒸汽和引射蒸汽进入混合室不断进行动量和能量交换，逐渐形成一股混合蒸汽，混合蒸汽进入扩散器中，其速度下降、压力升高。

2 小汽轮机前加装压力匹配器

本文对某N300-16.7/537/537型单轴、高中压合缸的凝汽式汽轮机进行分析，由于该机组在30%～90%额定负荷之间采用滑压运行方式，故这里选取其中7个负荷点进行研究。根据表1[8]所示的机组额定工况下各级抽汽参数，并采用弗留格尔公式[8]计算得出机组在滑压运行时各级抽汽参数如表2所示。

表1 额定工况下主汽轮机各级抽汽参数

表2 滑压运行时主机的各级抽汽压力

作为驱动给水泵的TGQ06/7-1型小汽轮机，其额定进汽压力为0.795 MPa。由表2可知，当机组负荷降至90%及以下负荷时，四级抽汽压力小于小汽轮机的额定进汽压力。根据加装压力匹配器方案，这里可采用高于四级抽汽压力的蒸汽来引射四级抽汽，以得到满足小汽轮机进汽压力要求的混合蒸汽。从表2还可以看出，当机组负荷在40%及以下负荷时，由于三级抽汽压力已经低于小汽轮机的额定进汽压力，故也无法作为引射气体使用。经过综合分析，可以确定满足配置要求的方案有以下3种：新蒸汽引射四级抽汽(方案1)；一级抽汽引射四级抽汽(方案2)；二级抽汽引射四级抽汽(方案3)。

3 压力匹配器引射系数确定

根据压力匹配器工作原理及过程可知，引射系数u是压力匹配器工作特性的一个重要参数，它表示在一定工况下，单位质量工作流体通过喷射器时所能吸收引射流体的量[9-11]，即：

(1)

式中：GP、GH为工作蒸汽和引射蒸汽的质量流量，kg/s。

根据索科洛夫计算方法，引入了折算等熵速度λ、折算质量速度q及相对压力Π，其中：

(2)

(3)

式中：wa、a*为等熵速度和临界速度，m/s；k为流体的绝热指数，对于过热蒸汽取k=1.3。

(4)

文献[12]对引射系数进行了推导，其导出式为

(5)

其中：

K1=φ1φ2φ3

(6)

K2=φ2φ3φ4

(7)

(8)

(9)

式中：φ1、φ2、φ3、φ4分别为工作喷嘴、混合室、扩散器和混合室入口的速度系数，取φ1=0.95，φ2=0.975，φ3=0.9，φ4=0.925；TP、TH为工作流体和引射流体的温度，℃。

(10)

(11)

当在混合室截面上引射流体为临界速度时，可得该极限状态下的u：

(12)

在混合室截面上，流体的速度不可能超过临界速度，因此有λC3≤1。首先设定λC3的值，然后根据式(3)求得qC3，把qC3带入式(12)可求得λC3对应的最大引射系数：

(13)

当给定λC3时，求解引射系数具体过程如下：取u=(uΠP)2，并根据式(13)求得qH2的值，利用式(3)和式(4)可得到对应的λH2及ΠH2，根据式(5)求得u值，当求出的u>(uΠP)2时取u=(uΠP)2，当u<(uΠP)2时则把求得的u值作为设定值，按以上步骤重复计算，直至设定值与求解值相吻合为止。

根据压力匹配器引射系数的计算方法和过程，可计算得出3种配汽方案下压力匹配器可达到的引射系数如表3所示，并结合表2各抽汽点压力可知，当机组在30%负荷且采用方案3的配汽方式下，由于工作抽汽压力太小，无法通过匹配器来引射流体。

表3 不同负荷下3种方案压力匹配器可达到的引射比

4 加装压力匹配器后小汽轮机进汽量计算

采用小汽轮机直接驱动给水泵，故给水泵的轴功率即为小汽轮机的内功率。根据小汽轮机内功率计算公式[13]，可得小汽轮机所需的进汽量：

(14)

式中：W为给水泵轴功率，kW；ηi、ηm为小汽轮机的内效率和机械效率，分别取0.8和0.9；hc为小汽轮机的进汽焓(即匹配器混合蒸汽焓)，kJ/kg；h为小汽轮机排汽焓，这里取2 374.5 kJ/kg。

在引射系数u一定的条件下，匹配器出口混合蒸汽焓可根据能量守恒原理来确定：

(15)

式中：hP、hH、hC为匹配器前的工作蒸汽、引射蒸汽和匹配器出口混合蒸汽焓，kJ/kg。

在式(14)中，首先根据文献[14-15]的计算方法得出主机滑压运行下，锅炉给水泵的轴功率如表4所示，根据表2查得各级抽汽的焓值如表5所示，以及由表3、式(15)可求得对应小汽轮机的进汽焓结果如表6所示。最后求得的小汽轮机所需总进汽量如表7所示，可知在相同负荷下，满足小汽轮机正常运行条件下，方案1所耗蒸汽量最少。

表4 机组滑压运行时锅炉给水泵轴功率计算

表5 机组滑压运行时各级抽汽焓

表6 机组滑压运行时压力匹配器出口混合蒸汽焓

表7 机组滑压运行时小汽轮机所需总进汽量

为了确定压力匹配器工作蒸汽量和引射蒸汽量，根据其进出口蒸汽量平衡关系可有：

G=GH+GP

(16)

结合式(1)及表3关于引射系数的计算结果和式(16)可求得在滑压运行下不同方案对应的工作蒸汽和引射蒸汽的抽汽量，结果如表8所示。从表8还可看出，当机组在30%负荷时，方案3配汽方式下GH的值为0，这是由于二级抽汽压力太小无法引射四级抽汽所致，只能直接采用二级抽汽作为小汽轮机的驱动力。

表8 滑压运行时不同方案下压力匹配器所需抽汽量

5 加装压力匹配器前后小汽轮机热力系统能耗分析

小汽轮机前是否加装压力匹配器，可能对主机抽汽的能耗带来一定影响，即在加装压力匹配器前后，由于采用新蒸汽、一级抽汽、二级抽汽分别直接作为小汽轮机的汽源，以及作为工作蒸汽分别引射低压蒸汽所带来的能耗不同：

WH=GH(hH-h′)

(17)

WH+P=GH(hH-h′)+GP(hp-h′)

(18)

式中：h′为主汽轮机排汽焓，取2 340.7 kJ/kg。

为了便于直观比较，现将式(17)和式(18)关于小汽轮机在不同工况下的能耗计算结果绘以曲线图表达。图1给出了在加装压力匹配器前，分别利用新蒸汽、一级或二级抽汽单独供小汽轮机工作时蒸汽的能耗情况。可知，新蒸汽的能耗最多，一级抽汽次之，二级抽汽最少。造成这一结果的原因是前者的温度和压力均大于后者，由此所带来的减温减压损失也较多，且机组负荷越大差距也越大。从另一个角度看，图2—图4分别给出了在加装匹配器后的3种方案中，采用不同高压抽汽引射四级抽汽，与不进行引射而仅靠同一对应的高压抽汽单独驱动的能耗比较，一般前者比后者可节能10%～15%。这充分说明，加装匹配器后会使四级抽汽这部分低品质能量得到充分利用。此外，图5给出了加装匹配器后的3种方案比较结果。可以看出，无论负荷多大，3种方案中彼此之间的能耗都无明显差异，这说明在同一机组负荷下，无论采用哪种方案，进入小汽轮机的混合蒸汽能量都是相同的，只是采用的工作蒸汽压力越高其引射系数越大，相对引射蒸汽的比例越小。

图1 加装匹配器前各级抽汽耗功量

图2 加装匹配器前后小汽轮机耗功量(方案1)

图3 加装匹配器前后小汽轮机耗功量(方案2)

图4 加装匹配器前后小汽轮机耗功量(方案3)

图5 加装压力匹配器后多方案下小汽轮机能耗比较

6 结束语

提出在小汽轮机前加装压力匹配器方案，并通过热力学分析给出了确定压力匹配器引射系数及其出口混合蒸汽量和参数的计算方法，以采用滑压运行的某300 MW机组为例进行了加装压力匹配器前后小汽轮机的热力系统能耗比较，得出在加装匹配器后该系统更具有良好的节能效果。同时也可得出，无论主机负荷大小，3种配汽方案中彼此之间的能耗无明显差异，可为同类机组提供参考。