直接空冷冷端系统热经济性分析研究
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【摘 要】 在分析直接空冷系统凝汽器压力变工况计算模型基础上,导出了直接空冷系统冷端各运行参数对机组运行热经济性影响的计算模型，为空冷机组冷端系统的优化运行提供了理论依据。
【关键词】空冷系统；热经济性；计算模型
1 前 言
随着大量空冷机组的投运，降低空冷机组发电成本，提高机组运行经济性已成为发电企业的当务之急。目前，国内外空冷机组运行中的突出问题是冷端系统运行性能达不到设计值，严重影响了机组出力和厂用电。特别是冷却塔出力不足、循环水系统不匹配、凝汽器漏空气和冷却管结垢等严重影响了机组真空，由此造成的煤耗损失多达1~4 g / kW × h。这些大多在其冷端系统,因此对其冷端系统进行研究,尤其冷端变工况下特性的研究具有重要意义。
目前，空冷冷端系统的研究大多限于单个设备的运行特性研究或是局部系统变工况研究。本文首先根据变工况下冷端参数对排气压力的影响关系，通过排汽压力变化对热经济性的影响，建立变工况下冷端系统各参数与机组热经济性的直接关系模型，该关系更能反映机组冷端系统运行经济性，为机组运行和优化提供指导。
2 数学模型
直接空冷装置的换热模型如图1 和2 所示。
空冷凝汽器为表面式换热器，其管内进行蒸汽的冷凝，管外进行空气的对流。
首先针对直接空冷装置研究各种工况下凝汽器压力的计算模型，由于所研究的对象是实际运行的直接空冷装置，其换热面积和结构尺寸已经设计完成，故采用传热单元数法(e - NTU )进行研究[15]。
管内凝结放热量： ( ) n n n sn Q =q h -h （1）
管外空气吸热量： 1 2 ( ) a a p a a Q = G c t -t （2）
式中， n q 汽轮机排汽量，kg s； sn h 空冷凝汽器的凝结水焓，kJ kg ； n h 汽轮机排汽焓，kJ kg ；n空冷凝汽器的凝结侧参数。a1 t ， a2 t表示空气进、出口温度，℃； p c 表示质量定压热容，kJ (kg × C)； a G F NF = S v r 表示空气流量，kg s； F S 表示换热器迎风面积，m2；r 表示空气密度，kg m3 ； NF v 表示迎面风速，m s；“ a ” 表示表示空冷凝汽器的空气侧参数。

分析式(8)中的影响因素可发现： n P 代表汽轮机的排汽热负荷(冷源损失)，是机组的电负荷和热力系统结构特征(即热力循环)所决定的，即为机组的运行工况所决定，不能人为改变；a1 t 为外界环境温度，也是不能人为改变的；NF v 为迎面风速，对自然通风空冷装置，可认为是不能人为改变的；对机械通风空冷装置，
可通过改变百叶窗开度或风机的功率来进行调整； ,i o M M 为空冷装置管内、外的污垢系数，是可通过检修、维护等改变的。
3 算例分析
以200MW 机组的机械通风直接空冷系统为例进行分析，汽轮机的排汽压力n P 为0.0147MPa ，对应的饱和水温度n t 为52.6℃，在设计排汽压力n P 下的散热量n Q 为300MJ s，设计空气温度a1 t 为17℃，空冷凝汽器采用矩形翅片椭圆管束，其外表全部热镀锌。
空冷凝汽器的有关资料： 1）椭圆钢管长短径100mm×20 mm，壁厚1.5 mm；2）矩形钢翅片119 mm×49 mm，冷空气侧片距4mm，热空气侧片距2.5 mm；3）每片散热器外形尺寸9.66×2.95×0.52 m，每排共有两排管错列布置，纵横向节距125 mm和50 mm，每片散热器有115 根管；4）以翅片外表面计算，每片散热器面积3000 m2，翅化比13.9。
下面就上述各个影响参数进行分析研究。
对于客观因素：结构参数，如i F ， o F ，对于已定型设计完成的电厂是不可能改变的，故这里不作讨论。另外诸如r ， p C ，l 等物性参数只随物质种类变化而改变，在实际电厂中也是无法改变的。最后需要考虑的是客观因素中的环境特性，即机组的热负荷n Q ，环境大气温度a1 t 和风速NF v 。机组热负荷不随机组运行的影响，它只与外界用电量的多少有关；环境温度和环境风速均对机组的经济运行产生影响。对
于另外一类运行参数，如a G ， w G ， NF v ， i e ，o e 等则与机组运行状况紧密相关。
（1）机组环境特性分析
负荷特性：是指机组在一定运行状况下，一定的环境温度下，机组热负荷变化对机组经济性影响的关系。环境温度特性：是指机组在一定运行状况下，一定的热负荷下，机组环境温度变化对机组经济性影响的关系。
环境风速特性：是指机组在一定运行状况下，一定的热负荷和环境温度下，环境风速变化对机组热经济性的影响关系。
（2）机组运行特性分析
另外一类运行参数，如a G ， w G ， NF v ， i e ，o e 等则与机组运行紧密相关。机组运行特性分析则主要是对机组的这些相关运行参数进行分析。
通过上章中介绍的凝汽器压力分析模型可以得到凝汽器压力的热负荷、环境温度影响特性。
图3为直接空冷系统在空气流速2.8m s下，不考虑散热器的内外热阻，在环境温度为15℃、17℃、19℃、21℃、24℃时不同的排汽热负荷时的凝汽器压力值。由图可知，随着负荷的增加，凝汽器压力直线增加，环境温度越高，背压越大。同一负荷下环境温度越高，压力也就越高。
图4为直接空冷系统在空气流速2.8 m s下，不考虑散热器的内外热阻，在凝汽器热负荷为280、300、320MJ s时不同环境温度下的凝汽器压力值。由图可知，随着环境温度的增加凝汽器压力也升高，在高负荷时背压变化较大。同一环境温度下，负荷越大，压力越高。

图 5 为直接空冷系统不考虑散热器污垢热阻时，环境温度在17℃时，凝汽器热负荷为300MJ s 时，凝汽器压力随空气流速的变化曲线。由图可以看出随着管外空气流速的增加，凝汽器压力降低，在低速时压力变化较大，当空气流速大于4m s时，风速对压力的影响变得较小。

图 6 和7 是直接空冷系统在空气流速为2.8m s，环境温度为17℃时，凝汽器热负荷为300MJ s时，凝汽器压力随散热器管内外污垢热阻的变化曲线。由图可以看出随着管外污垢热阻的增加，凝汽器压力直线上升，相对管内污垢热阻来说，管外污垢热阻对凝汽器压力的影响变化小的多。

响。
4 结 论
（1）通过直接空冷变工况经济性分析模型可得到冷端系统变工况下各参数与煤耗、热耗的影响关系。该关系能直接地反映冷端系统运行性能和状况，且易于理解。
（2）通过该关系能直接地分析直接空冷机组冷端各设备及系统的运行状况，诊断分析故障，进而指导和优化空冷冷端系统运行和管理。
（3）该模型普适性强，为直接空冷机组运行热经济性分析提供了一个新的技术手段。
参考文献：
[1] 丁尔谋．发电厂空冷技术[M]．水利电力出版社，1992.
[2] 蔡颐年.蒸汽轮机. 西安:西安交通大学出版社,1988,215~218.
[3] 林万超.火电厂热系统节能理论.西安:西安交通大学出版,1994.
[4] 李秀云.火电机组冷端系统经济性诊断理论的研究.西安：西安交通大学能源与动力工程学院，1999．
[5] 严俊杰等．火电厂热力系统经济性诊断理论及应用[M]．西安：西安交通大学出版社，2000．

*作者简介：姜聪，发电分公司热机专业。