郭民臣，紀(jì)執(zhí)琴，安廣然，李安生

（華北電力大學(xué)能源動力與機(jī)械工程學(xué)院，北京 102206）

引 言

空冷機(jī)組由于節(jié)水效果好，在我國“富煤缺水”的三北地區(qū)得到了廣泛應(yīng)用[1-4]。與同容量的濕冷機(jī)組相比，空冷機(jī)組冷端節(jié)水量通常可達(dá)97%以上，可以節(jié)約全廠用水的2/3[5]。到2015年，全國空冷機(jī)組將達(dá)百座，總?cè)萘考s為100 GW，將占火電裝機(jī)容量的12%[6]。

空氣溫度是影響空冷機(jī)組冷卻能力的重要因素。在夏季高溫時段，機(jī)組背壓可高達(dá) 45～50 kPa[7]，使機(jī)組實(shí)際出力低于設(shè)計值，并導(dǎo)致機(jī)組的熱經(jīng)濟(jì)性嚴(yán)重下降，甚至影響機(jī)組的運(yùn)行安全，因此在夏季工況最大程度地降低汽輪機(jī)背壓是保證空冷機(jī)組出力和降低能耗的重要手段。干-濕冷卻系統(tǒng)可以解決夏季空冷系統(tǒng)冷卻容量不足的問題，按系統(tǒng)結(jié)構(gòu)可分為合建式的干-濕冷卻塔和分建式的干-濕冷卻系統(tǒng)。

針對空冷機(jī)組與干-濕冷卻系統(tǒng)結(jié)合的問題，國內(nèi)外學(xué)者做了很多研究。金生祥等[8]提出了將尖峰冷卻器、蒸發(fā)冷卻器和熱泵作為輔助冷卻設(shè)備與空冷機(jī)組結(jié)合以降低夏季背壓；Barigozzi等[9]對濕冷塔與熱電聯(lián)產(chǎn)機(jī)組相結(jié)合的系統(tǒng)進(jìn)行了模擬，分析了環(huán)境溫度、風(fēng)機(jī)負(fù)荷變化等對機(jī)組出力的影響；Phelps[10]設(shè)計了一種干-濕聯(lián)合冷卻塔，分析了該塔的節(jié)水性能；崔傳濤[11]開展了干-濕冷卻塔塔型的優(yōu)化計算；張炳文等[12]對干-濕冷卻塔進(jìn)行了設(shè)計及節(jié)水量的計算；Rezaei等[13]開展了干-濕冷卻塔的仿真模擬，對其可行性和節(jié)水量進(jìn)行了研究。以往研究結(jié)果表明，干-濕聯(lián)合冷卻既能實(shí)現(xiàn)節(jié)水目標(biāo)，又能明顯提高機(jī)組的熱經(jīng)濟(jì)性。

目前關(guān)于干-濕冷卻塔設(shè)計的研究較多[14-15]，而分建式干-濕冷卻系統(tǒng)的理論研究較少[16]，因此，本研究針對分建式干-濕冷卻系統(tǒng)探討了該系統(tǒng)的運(yùn)行方式，建立了熱經(jīng)濟(jì)性分析模型，并揭示了主蒸汽流量和濕冷凝汽量對機(jī)組背壓和熱經(jīng)濟(jì)性的影響規(guī)律。為了滿足用電需求的快速增長以及“節(jié)能減排”的目標(biāo)，北方很多電廠“壓小上大”建立空冷機(jī)組，但是存在未達(dá)到廢棄年限的濕冷塔，如果將這些濕冷塔和空冷機(jī)組結(jié)合，組成干-濕冷卻系統(tǒng)，不僅能降低夏季運(yùn)行工況背壓，提高機(jī)組的出力和熱經(jīng)濟(jì)性，實(shí)現(xiàn)節(jié)水和節(jié)能的雙重目標(biāo)，同時也可充分提高設(shè)備利用率。

1 干-濕冷卻系統(tǒng)及其運(yùn)行方式

本研究的分建式干-濕冷卻系統(tǒng)如圖1所示，在直接空冷機(jī)組冷端增加一個由表面式凝汽器和濕冷塔組成的濕冷卻系統(tǒng)，將汽輪機(jī)排汽量Dc分流Dc2進(jìn)入表面式凝汽器，與濕冷系統(tǒng)的循環(huán)冷卻水進(jìn)行換熱，其余排汽Dc1進(jìn)入直接空冷系統(tǒng)；空冷凝汽器與表面式凝汽器的壓力相等，兩部分凝結(jié)水在熱井匯合，經(jīng)凝結(jié)水泵進(jìn)入末級低壓加熱器。由于進(jìn)入空冷塔的蒸汽量減少，機(jī)組背壓降低。與完全采用濕冷相比，該系統(tǒng)可以減少冷卻系統(tǒng)耗水量；與完全采用空冷相比，可以有效降低機(jī)組能耗，提高出力。

圖1 干-濕冷卻系統(tǒng)Fig.1 Schematic diagram of wet-dry hybrid cooling system

當(dāng)環(huán)境溫度較低時，汽輪機(jī)排汽全部進(jìn)入空冷塔冷凝，達(dá)到節(jié)水目的。對于供暖季節(jié)，還可以提高機(jī)組背壓，使部分或全部排汽進(jìn)入表面式凝汽器，加熱循環(huán)水，循環(huán)水向熱用戶供熱，充分利用冷源熱量用于供熱，提高能源的綜合利用效率和電廠效益。

2 計算模型

夏季環(huán)境溫度較高時，空冷機(jī)組冷卻能力不足，無法保證機(jī)組在安全背壓范圍內(nèi)運(yùn)行，機(jī)組被迫降負(fù)荷運(yùn)行，熱經(jīng)濟(jì)性也隨之降低。在干-濕冷卻系統(tǒng)中，通過濕冷系統(tǒng)冷卻部分排汽補(bǔ)償原空冷系統(tǒng)的冷卻能力，最終使空冷機(jī)組夏季能夠帶滿負(fù)荷運(yùn)行，并提高機(jī)組的熱經(jīng)濟(jì)性。在干-濕冷卻系統(tǒng)中主蒸汽流量D0與進(jìn)入表面式凝汽器的排汽分流量Dc2（濕冷凝汽量）變化將影響機(jī)組的背壓和出力，因此首先確定機(jī)組運(yùn)行背壓與D0和Dc2的關(guān)系。

凝結(jié)水飽和溫度的確定是開展熱經(jīng)濟(jì)性分析的基礎(chǔ)，視空冷凝汽器和表面式水冷凝汽器內(nèi)凝結(jié)水溫度和排汽壓力相等。由于空冷風(fēng)機(jī)群運(yùn)行工況不變，基于η-NTU法[2]可得空冷凝汽器中水的飽和溫度為

空冷凝汽器的傳熱單元數(shù)NTU為

濕冷系統(tǒng)的采用降低了汽輪機(jī)的排汽壓力，進(jìn)而導(dǎo)致凝結(jié)水溫度降低，因此壓力最低一級回?zé)崞鞯哪Y(jié)水進(jìn)口溫度降低，其給水焓升和抽汽量將發(fā)生變化，本研究視該級加熱器的抽汽壓力和上端差均不變化，則最后一級低壓加熱器的給水焓升為

火電機(jī)組熱力系統(tǒng)中主蒸汽量或某一級抽汽量的變化會影響各級或相鄰級的抽汽量發(fā)生變化，為了方便計算各級抽汽量本研究采用熱力系統(tǒng)矩陣熱平衡方程式[17]

當(dāng)沒有鍋爐排污等其他汽水損失時，汽輪機(jī)的排汽量、主蒸汽流量和各級抽汽量之間的關(guān)系為

其中，定義排汽分流比例為

汽輪機(jī)的發(fā)電功率為

風(fēng)機(jī)的耗功為

循環(huán)水泵耗功[18]為

式中tw1由環(huán)境濕球溫度確定，δ取4℃。

冷卻塔蒸發(fā)水量[19]為

式中k與冷卻塔進(jìn)塔空氣干球溫度有關(guān)，取0.00155℃?1。

機(jī)組的凈功率為

汽輪機(jī)的熱耗為

汽輪發(fā)電機(jī)組絕對電效率為

機(jī)組熱耗為

機(jī)組熱耗率為

發(fā)電標(biāo)準(zhǔn)煤耗率為

3 算例分析

3.1 主蒸汽流量、濕冷凝汽量對機(jī)組背壓和功率的影響

以某電廠 330 MW 直接空冷機(jī)組夏季工況為例，分析采用干-濕聯(lián)合冷卻系統(tǒng)后的熱經(jīng)濟(jì)性。由于實(shí)際運(yùn)行中空冷凝汽器存在積灰等問題，傳熱系數(shù)低于設(shè)計值[20]，迎面風(fēng)速也易受環(huán)境風(fēng)和風(fēng)機(jī)運(yùn)行狀態(tài)影響，故夏季設(shè)計工況下機(jī)組運(yùn)行背壓高于設(shè)計值，為保證機(jī)組運(yùn)行安全一般采取降負(fù)荷運(yùn)行。該330 MW直接空冷機(jī)組夏季工況設(shè)計參數(shù)見表1，空冷凝汽器夏季工況參數(shù)見表2。濕冷系統(tǒng)由表面式凝汽器和自然通風(fēng)冷卻塔組成，循環(huán)冷卻水入口水溫為35℃，端差為4℃，空氣濕球溫度為30℃。

表1 330 MW空冷機(jī)組夏季工況設(shè)計參數(shù)Table 1 Designation parameters of 330 MW direct air cooling power unit for summer condition

表2 空冷凝汽器夏季工況參數(shù)Table 2 Operation parameters of air-cooled condenser for summer condition

濕冷凝氣量過大將導(dǎo)致濕冷系統(tǒng)投資成本過高，也會增大耗水量，因此只分析了濕冷凝汽量較小時機(jī)組的熱經(jīng)濟(jì)性。夏季工況下，該330 MW機(jī)組在不同濕冷凝汽量下汽輪機(jī)背壓隨主蒸汽流量的變化趨勢如圖2所示。直接空冷機(jī)組不采用干-濕冷卻系統(tǒng)時運(yùn)行背壓過高，主蒸汽流量為1100 t·h?1時背壓高達(dá)52 kPa；采用干-濕冷卻系統(tǒng)后，當(dāng)濕冷凝汽量為140 t·h?1時機(jī)組背壓可降低到34 kPa，降低了18 kPa，因此采用干-濕冷卻系統(tǒng)可以大幅降低機(jī)組背壓，保證機(jī)組安全運(yùn)行。濕冷凝汽量一定時，隨著主蒸汽流量上升，機(jī)組排汽量隨之增大，由于冷卻系統(tǒng)運(yùn)行工況不變，故機(jī)組背壓會上升。主蒸汽流量一定時，隨著濕冷凝汽量的增大，機(jī)組背壓下降，而且主蒸汽流量越大背壓下降的幅度越大。

圖2 凝汽器壓力隨主蒸汽流量的變化曲線Fig.2 Condensation pressures for various live steam flow rates

不同主蒸汽流量和濕冷凝汽量下汽輪機(jī)的發(fā)電功率見表 3。濕冷凝汽量不變時，發(fā)電功率隨主蒸汽流量的增加基本呈線性增大趨勢。濕冷凝氣量一定時，主蒸汽流量越大，機(jī)組發(fā)電功率增加越多。當(dāng)濕冷凝汽量為 100 t·h?1，主蒸汽流量為 1000 t·h?1時汽輪機(jī)發(fā)電功率增加了1.85 MW，主蒸汽流量為1125 t·h?1時汽輪機(jī)發(fā)電功率增加了2.14 MW。

表3 不同主蒸汽流量和濕冷凝汽量下的機(jī)組發(fā)電功率Table 3 Power outputs for various live steam flow rates and exhaust steam flow rates in wet cooling condenser

濕冷系統(tǒng)中循環(huán)水泵耗功的變化如圖3所示。從圖3（a）中可以看出，濕冷凝汽量不變時，循環(huán)水泵耗功隨主蒸汽流量增大而降低，而且降低幅度減小，這是因?yàn)殡S主蒸汽流量增大機(jī)組背壓升高，循環(huán)冷卻水與排汽溫差增大，導(dǎo)致循環(huán)冷卻水的流量降低。從圖3（b）中可以看出，在主蒸汽流量不變時，隨濕冷凝汽量不斷增大循環(huán)水泵耗功也逐漸增大，而且呈大幅度上升，這是因?yàn)闈窭湎到y(tǒng)的排汽熱負(fù)荷隨濕冷凝汽量增大而增大，而循環(huán)冷卻水的流量增幅越來越大，所以循環(huán)水泵的耗功增幅變大。主蒸汽流量越大，循環(huán)水泵耗功越小，而且隨濕冷凝汽量增大降低幅度越明顯。

圖3 循環(huán)水泵耗功變化曲線Fig.3 Circulating pump power consumptions

不同主蒸汽流量下機(jī)組采用干-濕冷卻系統(tǒng)后機(jī)組凈功率（考慮空冷系統(tǒng)風(fēng)機(jī)耗功和濕冷系統(tǒng)循環(huán)水泵耗功）的增加量隨濕冷凝汽量的變化如圖 4所示。主蒸汽流量一定時，濕冷凝汽量上升，機(jī)組發(fā)電功率增加幅度上升，但同時帶來循環(huán)水泵耗功的增加，因此機(jī)組凈功率的增加幅度逐漸減緩。隨著主蒸汽流量和濕冷凝汽量的增大，機(jī)組凈功率增加幅度上升，但是在增加機(jī)組凈功率的同時也要考慮濕冷系統(tǒng)的投資。

圖4 機(jī)組凈功率的增加量隨濕冷凝汽量的變化曲線Fig.4 Net power output increments for various wet-cooling condensation steam flow rates

主蒸汽流量為1120 t·h?1時不同環(huán)境溫度下干-濕冷卻系統(tǒng)對空冷機(jī)組的影響如圖5～圖7所示。不同環(huán)境溫度下凝汽器壓力隨濕冷凝汽量的變化曲線如圖5所示。機(jī)組背壓隨濕冷凝汽量增加而降低，隨環(huán)境溫度升高而升高。環(huán)境溫度越高，濕冷系統(tǒng)對機(jī)組背壓的影響越大。當(dāng)濕冷排汽量從50 t·h?1增加到300 t·h?1時，環(huán)境溫度為25℃，機(jī)組背壓從28.86 kPa降低到12.4 kPa，降低了16.46 kPa；環(huán)境溫度為40℃，機(jī)組背壓從57.53 kPa降低到27.05 kPa，降低了30.48 kPa。

圖5 凝汽器壓力隨濕冷凝汽量的變化曲線Fig.5 Condensation pressures for various wet-cooling condensation steam flow rates

不同環(huán)境溫度下循環(huán)水泵耗功隨濕冷凝汽量的變化如圖6所示。濕冷凝汽量較小時，循環(huán)水泵耗功基本保持不變。當(dāng)濕冷凝汽量超過 200 t·h?1時，環(huán)境溫度越高，循環(huán)水泵耗功越小，濕冷凝汽量越大，環(huán)境溫度對循環(huán)水泵的耗功影響越明顯。環(huán)境溫度從45℃降低到25℃時，濕冷凝汽量為50 t·h?1，循環(huán)水泵耗功從38.4 kW增大到40.6 kW，增大了2.2 kW；濕冷凝汽量為300 t·h?1，循環(huán)水泵耗功從407.3 kW增大到443.8 kW，增大了36.5 kW。因此，在環(huán)境溫度不是很高時，循環(huán)水泵耗功較大，空冷機(jī)組不應(yīng)該采用干-濕冷卻系統(tǒng)。

圖6 循環(huán)水泵耗功隨濕冷凝汽量的變化曲線Fig.6 Circulating pump power consumptions for various wet-cooling condensation steam flow rates

圖7 機(jī)組功率的凈增加量隨濕冷凝汽量的變化曲線Fig.7 Net power output increments for various wet-cooling condensation steam flow rates

不同環(huán)境溫度下機(jī)組采用干-濕冷卻系統(tǒng)后機(jī)組凈功率（考慮空冷系統(tǒng)風(fēng)機(jī)耗功和濕冷系統(tǒng)循環(huán)水泵耗功）的增加量隨濕冷凝汽量的變化如圖7所示。濕冷凝汽量較小時，環(huán)境溫度對機(jī)組凈功率的增加量影響較小。濕冷凝汽量越大，機(jī)組凈功率的增加量越大。當(dāng)環(huán)境溫度升高時，循環(huán)水泵耗功和風(fēng)機(jī)耗功減小，汽輪機(jī)發(fā)電功率也減小，但是循環(huán)水泵和風(fēng)機(jī)耗功的減小量小于發(fā)電功率的減小量，導(dǎo)致機(jī)組凈功率降低。隨著環(huán)境溫度的升高，機(jī)組凈功率的增加量變大。

3.2 機(jī)組熱經(jīng)濟(jì)性分析

主蒸汽流量D0=1120 t·h?1，環(huán)境溫度為 35.3℃時，330 MW直接空冷機(jī)組采用干-濕冷卻系統(tǒng)的熱經(jīng)濟(jì)性比較見表 4。濕冷凝汽量越大，機(jī)組的熱經(jīng)濟(jì)性越好，機(jī)組的熱耗率和發(fā)電標(biāo)準(zhǔn)煤耗率呈線性減少，但是濕冷機(jī)組的耗水量也相應(yīng)增加，增加速率變快，因此在考慮節(jié)煤的同時還應(yīng)注意節(jié)水。

當(dāng)Dc2=175 t·h?1時，機(jī)組可達(dá)到滿負(fù)荷運(yùn)行，機(jī)組的熱耗率降低了110.9 kJ·(kW·h)?1，發(fā)電標(biāo)準(zhǔn)煤耗率降低了4 g·(kW·h)?1。夏季環(huán)境溫度高于25℃時啟用濕冷系統(tǒng)，根據(jù)該機(jī)組當(dāng)?shù)貧夂蚪y(tǒng)計數(shù)據(jù)，按干-濕冷卻系統(tǒng)夏季運(yùn)行時間2000 h、負(fù)荷率80%、標(biāo)煤價格按每噸700元[8]計算，機(jī)組每年可節(jié)省標(biāo)煤2006.4 t，減少燃料費(fèi)用147.848萬元。

4 結(jié) 論

表4 機(jī)組熱經(jīng)濟(jì)性對比Table 4 Comparison of thermal economic of power unit

本研究分析了一種干-濕冷卻系統(tǒng)，可降低夏季工況空冷機(jī)組的背壓，并建立了該系統(tǒng)的熱經(jīng)濟(jì)性分析模型。分析了某330 MW直接空冷機(jī)組主蒸汽流量和濕冷凝汽量對機(jī)組背壓和凈功率的影響，計算了330 MW機(jī)組采用干-濕冷卻系統(tǒng)后的經(jīng)濟(jì)性。

（1）機(jī)組背壓隨濕冷凝汽量增加而降低，但降低幅度漸緩；汽輪機(jī)發(fā)電功率和循環(huán)水泵的耗功都隨濕冷凝汽量增大而上升，循環(huán)水泵耗功上升幅度較大，因此機(jī)組凈功率增加幅度逐漸變緩。

（2）環(huán)境溫度越高，濕冷系統(tǒng)對機(jī)組背壓的影響越大。同一濕冷凝汽量下，環(huán)境溫度越高，循環(huán)水泵耗功和風(fēng)機(jī)耗功越小，機(jī)組凈功率的增加量變大。因此，空冷機(jī)組采用干-濕冷卻系統(tǒng)，在環(huán)境溫度越高時機(jī)組的熱經(jīng)濟(jì)性越高。

（3）在某一主蒸汽流量下選取一個合適的濕冷凝汽量，既能保證機(jī)組安全運(yùn)行，又能提高機(jī)組的經(jīng)濟(jì)性。當(dāng)主蒸汽流量為1120 t·h?1、濕冷凝汽量為 175 t·h?1時，分流比例為 24.5%，機(jī)組可達(dá)到330 MW滿負(fù)荷運(yùn)行，而且機(jī)組背壓為31.9 kPa，在安全背壓范圍內(nèi)。

（4）與直接空冷機(jī)組相比，機(jī)組在夏季采用干-濕冷卻系統(tǒng)每年可減少燃料費(fèi)用 147.848萬元，表明采用干-濕冷卻系統(tǒng)既可以發(fā)揮空冷機(jī)組節(jié)水的能力又可以提高機(jī)組的熱經(jīng)濟(jì)性，達(dá)到高效節(jié)能目的。

符 號 說 明

A,AF——分別為空冷凝汽器總傳熱面積、迎風(fēng)面積，m2

c——循環(huán)冷卻水比熱容，kJ·(kg·K)?1

cp——空氣比熱容，kJ·(kg·K)?1

Dc,Dc1,Dc2——分別為汽輪機(jī)總排汽量、進(jìn)入空冷凝汽器凝汽量、進(jìn)入濕冷凝汽器凝汽量，t·h?1

Dfw——鍋爐給水量，t·h?1

Di——各級抽汽量（共z級抽汽），t·h?1

Drh——再熱蒸汽量，kg·h?1

Dzf——汽輪機(jī)軸封漏汽量，t·h?1

D0——主蒸汽流量，kg·h?1

g——重力加速度，kg·m·s?2

H——循環(huán)水泵總揚(yáng)程，m

hc——凝結(jié)水比焓，kJ·kg?1

hfw——給水比焓，kJ·kg?1

hi——第i級抽汽比焓，kJ·kg?1(i=1～z，1～m為再熱之前的級數(shù)，m+1～z為再熱之后的級數(shù))

hs——汽輪機(jī)排汽比焓，kJ·kg?1

hw(z?1)——最后一級低壓加熱器出口給水比焓，kJ·kg?1

h0——主蒸汽比焓，kJ·kg?1

K——空冷凝汽器總傳熱系數(shù)，W·(m2·K)?1

k——蒸發(fā)系數(shù)，℃?1

NTU——空冷凝汽器傳熱單元數(shù)

Pf,Pf0——分別為實(shí)際情況下和最大風(fēng)量下風(fēng)機(jī)耗功，kW

Pp——循環(huán)水泵耗功，kW

Q——冷卻塔蒸發(fā)水量, t·h?1

qm——循環(huán)水泵質(zhì)量流量，kg·h?1

qv,qv0——分別為實(shí)際風(fēng)量和最大風(fēng)量，m3·h?1

ta1——空氣入口溫度，℃

tc——凝結(jié)水飽和溫度，℃

tw1——循環(huán)冷卻水入口水溫，℃

tw2——循環(huán)冷卻水出口水溫，℃

vNF——空冷凝汽器迎面風(fēng)速，m·s?1

Wzf——軸封漏氣做功不足，kW

x——分流比例，%

δ——冷卻端差，℃

η——循環(huán)水泵總效率，%

ηb——鍋爐效率，%

ηg,ηm——分別為空冷風(fēng)機(jī)的電機(jī)效率和機(jī)械效率，%

ηp——管道熱效率，%

ρa(bǔ),ρa(bǔ)0,ρa(bǔ)1——分別為空氣密度，最大風(fēng)量下和實(shí)際情況下空氣密度，kg·m?3

σ——再熱蒸汽比焓升，kJ·kg?1

τz——最后一級低壓加熱器給水焓升，kJ·kg?1

下角標(biāo)

a——空氣

c——凝汽器

f——風(fēng)機(jī)

p——泵

w——水

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