趙 波，楊善讓，曹生現(xiàn)，王 恭

(東北電力大學(xué) 吉林省節(jié)能與測(cè)控技術(shù)工程實(shí)驗(yàn)室，吉林省吉林 132012)

復(fù)合制冷循環(huán)間接空冷系統(tǒng)高溫時(shí)段排汽狀態(tài)分析與實(shí)驗(yàn)研究

趙 波，楊善讓，曹生現(xiàn)，王 恭

(東北電力大學(xué) 吉林省節(jié)能與測(cè)控技術(shù)工程實(shí)驗(yàn)室，吉林省吉林 132012)

基于復(fù)合制冷循環(huán)間接空冷(簡(jiǎn)稱復(fù)間冷)系統(tǒng)的結(jié)構(gòu)形式和傳熱過程，針對(duì)復(fù)間冷系統(tǒng)制冷循環(huán)，建立換熱過程計(jì)算模型，并進(jìn)行汽輪機(jī)排汽耦合制冷循環(huán)的動(dòng)態(tài)模擬正交實(shí)驗(yàn).結(jié)果表明：制冷循環(huán)運(yùn)行約500 s后，排汽溫度趨于穩(wěn)態(tài)工況，隨著排汽熱負(fù)荷的增加、環(huán)境氣溫的升高以及迎面風(fēng)速的減小，排汽溫度升高，實(shí)驗(yàn)結(jié)果與600 MW機(jī)組的模擬計(jì)算結(jié)果一致.

復(fù)間冷系統(tǒng)；制冷循環(huán)；排汽溫度；正交實(shí)驗(yàn)；動(dòng)態(tài)模擬實(shí)驗(yàn)

我國(guó)豐富的煤炭資源決定了以燃煤為主的火電在中短期內(nèi)仍將處于電力工業(yè)的主要地位，如2014年火電機(jī)組發(fā)電量占全國(guó)總發(fā)電量的75.2%，到2020年和2030年仍將分別占60%和48%[1].然而，我國(guó)煤炭主要分布在東北、華北和西北(簡(jiǎn)稱“三北”)地區(qū)，同時(shí)“三北”地區(qū)處于缺水或少水地帶，水資源的極度緊缺使得燃煤機(jī)組在發(fā)展中出現(xiàn)了煤炭資源與水資源地理分布的結(jié)構(gòu)性矛盾.為解決此矛盾，空冷系統(tǒng)因其優(yōu)良的節(jié)水性能得到了快速發(fā)展，其中直接空冷(直冷)系統(tǒng)節(jié)水率達(dá)69%～81%，結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單、造價(jià)便宜[2-6]，但其煤耗比水冷機(jī)組高10～20 g/(kW·h)[7]，原因在于直冷系統(tǒng)空冷凝汽器初始傳熱溫差大，機(jī)組背壓受環(huán)境氣溫高頻、快速變化的直接影響，設(shè)計(jì)背壓在13～17 kPa，高節(jié)水率是以高煤耗為代價(jià)的.間接空冷(間冷)系統(tǒng)設(shè)計(jì)背壓為8.8～12 kPa，年均運(yùn)行背壓比直冷系統(tǒng)稍低，可獲得較多的電量，但冬季凍結(jié)風(fēng)險(xiǎn)更高，其耗水率也進(jìn)一步提高，節(jié)水性能下降.

為解決節(jié)水與節(jié)能的矛盾，楊善讓等[8]提出一種復(fù)合制冷循環(huán)間接空冷(復(fù)間冷)系統(tǒng)，在夏季高溫時(shí)段啟用制冷循環(huán)，降低機(jī)組運(yùn)行背壓，冬季低溫時(shí)段采用聯(lián)合利用汽輪機(jī)排汽潛熱、煙氣余熱和環(huán)境低溫冷能的動(dòng)力循環(huán)做功發(fā)電，提高燃煤機(jī)組整體發(fā)電功率.

基于復(fù)間冷系統(tǒng)的組成和工作原理，筆者建立了高溫時(shí)段換熱過程計(jì)算模型，設(shè)計(jì)并搭建了汽輪機(jī)排汽耦合制冷循環(huán)的動(dòng)態(tài)模擬實(shí)驗(yàn)裝置，一是分析復(fù)間冷系統(tǒng)制冷循環(huán)冷卻汽輪機(jī)排汽過程的動(dòng)態(tài)特性；二是分析各影響因素，包括環(huán)境氣溫、排汽熱負(fù)荷與迎面風(fēng)速對(duì)排汽溫度的影響，并對(duì)實(shí)驗(yàn)結(jié)果與模擬計(jì)算結(jié)果進(jìn)行對(duì)比驗(yàn)證.所得結(jié)果可為復(fù)間冷系統(tǒng)的高溫時(shí)段設(shè)計(jì)和優(yōu)化運(yùn)行提供理論指導(dǎo).

1 復(fù)間冷系統(tǒng)高溫時(shí)段制冷循環(huán)

1.1 復(fù)間冷系統(tǒng)簡(jiǎn)介

復(fù)間冷系統(tǒng)結(jié)構(gòu)如圖1所示，在汽輪機(jī)排汽與冷卻空氣之間插入并聯(lián)的動(dòng)力循環(huán)和制冷循環(huán)，在冬季低溫時(shí)段利用汽輪機(jī)排汽潛熱和環(huán)境冷能資源發(fā)電，夏季高溫時(shí)段降低汽輪機(jī)排汽參數(shù)，維持機(jī)組穩(wěn)定運(yùn)行，該系統(tǒng)隔斷了環(huán)境氣溫對(duì)排汽參數(shù)的直接影響.其中高溫時(shí)段的制冷循環(huán)由冷凝/蒸發(fā)器、壓縮機(jī)、空冷散熱器、儲(chǔ)液箱和節(jié)流閥組成，冷凝/蒸發(fā)器的熱側(cè)起著汽輪機(jī)排汽凝汽器的作用，冷側(cè)起著制冷循環(huán)工質(zhì)蒸發(fā)器的作用，將蒸汽動(dòng)力循環(huán)與復(fù)合制冷循環(huán)耦合成整體.

圖1 復(fù)間冷系統(tǒng)結(jié)構(gòu)組成示意圖

復(fù)間冷系統(tǒng)高溫時(shí)段制冷循環(huán)工作過程如下：工質(zhì)在冷凝/蒸發(fā)器中吸收汽輪機(jī)排汽潛熱后被氣化，排汽凝結(jié)為凝結(jié)水通過凝結(jié)水泵送往鍋爐給水系統(tǒng)；高溫時(shí)段，環(huán)境氣溫所決定的空冷散熱器內(nèi)工質(zhì)冷凝溫度高于設(shè)定背壓下冷凝/蒸發(fā)器液側(cè)工質(zhì)的蒸發(fā)溫度，冷凝/蒸發(fā)器出口的飽和氣態(tài)工質(zhì)需經(jīng)過壓縮機(jī)升溫、升壓后送入空冷散熱器冷凝散熱，液態(tài)工質(zhì)儲(chǔ)存于儲(chǔ)液箱，經(jīng)節(jié)流閥減壓后回流至冷凝/蒸發(fā)器冷側(cè)并吸熱氣化，完成工質(zhì)循環(huán)吸熱.

1.2 復(fù)間冷系統(tǒng)高溫時(shí)段影響因素

排汽溫度與環(huán)境氣溫有一定關(guān)聯(lián)，復(fù)間冷機(jī)組的冷端系統(tǒng)是由冷凝/蒸發(fā)器、壓縮機(jī)和空冷散熱器組成.由圖1可知，空冷散熱器工質(zhì)冷凝溫度減去壓縮機(jī)內(nèi)的工質(zhì)溫升，再加上冷凝/蒸發(fā)器的傳熱端差就是汽輪機(jī)排汽溫度，計(jì)算過程[9]如下：

tn=tam+δt=tw-Δt+δt

(1)

δt=tn-tam

(2)

Δt=tw-tam

(3)

式中：tn為汽輪機(jī)排汽溫度，℃；tam為冷凝/蒸發(fā)器工質(zhì)氣化溫度，℃；tw為空冷散熱器工質(zhì)冷凝溫度，℃；Δt為壓縮機(jī)出入口工質(zhì)溫升，K；δt為冷凝/蒸發(fā)器傳熱端差，K.

1.2.1 空冷散熱器傳熱過程

采用效能-傳熱單元數(shù)(effectiveness-number of transfer unit)法對(duì)空冷散熱器傳熱過程進(jìn)行分析，其數(shù)學(xué)模型如下：

(4)

(5)

式中：NTU為傳熱單元數(shù)；Qn為汽輪機(jī)排汽熱負(fù)荷，kW；SF、Fa、vF、Ka分別為空冷散熱器迎風(fēng)面積、總換熱面積、迎面風(fēng)速和傳熱系數(shù)，m2，m2，m/s，W/(m2·K)；ρ、cp、ta分別為冷卻空氣密度、比定壓熱容和溫度，kg/m3，kJ/(kg·K)，℃.

需要說明的是，空冷散熱器的實(shí)際散熱量為汽輪機(jī)排汽熱負(fù)荷與過熱器熱負(fù)荷之和再扣除膨脹機(jī)功率，過熱器熱負(fù)荷與膨脹機(jī)功率之差與汽輪機(jī)排汽熱負(fù)荷相比幾乎可忽略，因此將空冷散熱器的實(shí)際散熱量近似為汽輪機(jī)排汽熱負(fù)荷.

1.2.2 冷凝/蒸發(fā)器傳熱模型

忽略冷凝/蒸發(fā)器散熱損失，則汽輪機(jī)排汽熱負(fù)荷Qn與冷凝/蒸發(fā)器換熱量相等，且由于冷凝/蒸發(fā)器管壁厚度與管徑相比要小很多，可近似認(rèn)為換熱管內(nèi)外表面積相同，則總換熱量為

Qn=Fd·Kd·(tn-tam)=Fd·Kd·δt

(6)

(7)

式中：Fd、Kd分別為冷凝/蒸發(fā)器總換熱面積和總傳熱系數(shù)，m2，W/(m2·K)；ho、hi分別為管外側(cè)蒸汽凝結(jié)放熱系數(shù)和管內(nèi)工質(zhì)沸騰傳熱系數(shù)，W/(m2·K)，W/(m2·K)；δ為管壁厚度，m；λ為管壁導(dǎo)熱系數(shù)，W/(m·K).

1.2.3 壓縮機(jī)輸入功率模型

對(duì)于質(zhì)量流量為qm,a的工質(zhì)，絕熱壓縮過程壓縮機(jī)輸入功率Pc為

(8)

式中：k為絕熱指數(shù)；Rg為工質(zhì)氣體常數(shù)，kJ/(kg·K)；ηcc為等熵效率，ηcc= 0.85；ηcm為機(jī)械效率，ηcm=0.98.

綜上所述，聯(lián)立式(1)～式(8)可定量計(jì)算任意工況下的汽輪機(jī)排汽冷凝溫度，除去復(fù)間冷系統(tǒng)的設(shè)計(jì)參數(shù)外，汽輪機(jī)排汽溫度的主要影響因素為環(huán)境氣溫(即冷卻空氣溫度)ta、空冷散熱器迎面風(fēng)速vF、汽輪機(jī)排汽熱負(fù)荷Qn以及壓縮機(jī)輸入功率Pc.

2 高溫時(shí)段實(shí)驗(yàn)設(shè)計(jì)

2.1 實(shí)驗(yàn)裝置設(shè)計(jì)

根據(jù)理論分析結(jié)果，筆者主要研究環(huán)境氣溫、壓縮機(jī)輸入功率、汽輪機(jī)排汽熱負(fù)荷和空冷散熱器迎面風(fēng)速對(duì)排汽溫度動(dòng)態(tài)特性的影響.汽輪機(jī)排汽耦合制冷循環(huán)的動(dòng)態(tài)模擬實(shí)驗(yàn)系統(tǒng)如圖2所示，由電加熱鍋爐、冷凝/蒸發(fā)器、凝結(jié)水箱和水環(huán)真空泵組成汽輪發(fā)電機(jī)組排汽模擬系統(tǒng)；由冷凝/蒸發(fā)器、壓縮機(jī)、空冷散熱器、儲(chǔ)液箱、干燥過濾器和膨脹閥組成復(fù)間冷系統(tǒng)制冷循環(huán)模擬系統(tǒng).

圖2 復(fù)間冷系統(tǒng)制冷循環(huán)動(dòng)態(tài)模擬實(shí)驗(yàn)系統(tǒng)示意圖

Fig.2 Experimental setup for dynamic simulation on refrigeration cycle in the CRC-IAC system

主要部件結(jié)構(gòu)和技術(shù)參數(shù)如下：(1)電加熱鍋爐，鍋爐內(nèi)徑為720 mm，高為1 100 mm，底部安裝有7根2 kW電加熱器；(2)冷凝/蒸發(fā)器，內(nèi)徑為600 mm，高為800 mm，內(nèi)部安裝內(nèi)徑18 mm、外徑20 mm、長(zhǎng)34 m的銅管，銅管外為負(fù)壓蒸汽、銅管內(nèi)為工質(zhì)；(3)壓縮機(jī)，采用三洋渦旋壓縮機(jī)C-SBN373H8D-3HP，工質(zhì)為R410a；(4)空冷散熱器，迎風(fēng)面積為0.5 m2，冷卻面積為41 m2，風(fēng)機(jī)風(fēng)量為6 000 m3/h，風(fēng)機(jī)功率為250 W.

2.2 工質(zhì)選擇

考慮到工質(zhì)的環(huán)保性和經(jīng)濟(jì)性，選用R410a作為復(fù)間冷系統(tǒng)制冷循環(huán)的工質(zhì)，其主要特點(diǎn)有：(1)傳熱性能優(yōu).R410a熱傳遞效率高并且壓降小，同等換熱量下?lián)Q熱器換熱面積更小，成本更低；(2)環(huán)保效果好.R410a由R32/R125(質(zhì)量比為50%/50%)混合而成，屬于HFC型環(huán)保工質(zhì)，完全不含破壞臭氧層的CFC和HCFC，是目前被認(rèn)為替代R22的最佳冷媒；(3)中高溫環(huán)境經(jīng)濟(jì)性好，R410a為廣泛應(yīng)用的中高溫型工質(zhì)，高度吻合本實(shí)驗(yàn)制冷循環(huán)的運(yùn)行環(huán)境.

2.3 正交實(shí)驗(yàn)設(shè)計(jì)

依據(jù)復(fù)間冷系統(tǒng)制冷循環(huán)影響因素的分析，對(duì)汽輪機(jī)排汽溫度產(chǎn)生影響的運(yùn)行參數(shù)有壓縮機(jī)輸入功率、排汽熱負(fù)荷、空冷散熱器迎面風(fēng)速和環(huán)境氣溫等4個(gè)因素，結(jié)合動(dòng)態(tài)模擬實(shí)驗(yàn)系統(tǒng)，采用定轉(zhuǎn)速壓縮機(jī)，其正交實(shí)驗(yàn)因素和水平如表1所示，采用3因素、5水平的正交實(shí)驗(yàn)，正交表L25(56).本實(shí)驗(yàn)?zāi)M制冷循環(huán)冷卻汽輪機(jī)排汽的動(dòng)態(tài)過程和靜態(tài)規(guī)律，排汽壓力(或溫度)是冷端系統(tǒng)的綜合評(píng)價(jià)指標(biāo)，而在汽輪機(jī)實(shí)際運(yùn)行過程中排汽壓力與飽和溫度是相互對(duì)應(yīng)的，故直接采用蒸汽冷凝溫度作為復(fù)間冷系統(tǒng)制冷循環(huán)動(dòng)態(tài)模擬實(shí)驗(yàn)系統(tǒng)的評(píng)價(jià)指標(biāo)，方差和極差計(jì)算方法參考文獻(xiàn)[10]和文獻(xiàn)[11].

表1 排汽溫度正交實(shí)驗(yàn)因素和水平

Tab.1 Factors and levels of the orthogonal experiment for exhaust temperature

水平影響因素迎面風(fēng)速/(m·s-1)排汽熱負(fù)荷/kW環(huán)境氣溫/℃11.242021.662332.082642.4102952.81232

3 實(shí)驗(yàn)結(jié)果分析與討論

3.1 實(shí)驗(yàn)條件

實(shí)驗(yàn)中，為對(duì)比各工況下排汽溫度的動(dòng)態(tài)過程，調(diào)整電加熱鍋爐出口蒸汽溫度維持在某一恒定值，實(shí)驗(yàn)中取55 ℃，具體調(diào)整流程如下：電加熱熱水大于55 ℃后停止加熱，開啟水環(huán)真空泵負(fù)壓系統(tǒng)，調(diào)整電加熱鍋爐出口蒸汽溫度維持在55 ℃，同時(shí)開啟電加熱器和制冷循環(huán)系統(tǒng).

3.2 實(shí)驗(yàn)結(jié)果

不同工況下排汽溫度的動(dòng)態(tài)過程如圖3所示.由圖3可知，實(shí)驗(yàn)過程中，蒸汽動(dòng)力循環(huán)排汽溫度隨著制冷循環(huán)的啟用由初始條件逐漸趨于穩(wěn)定，各工況下的排汽溫度由初始設(shè)定溫度呈逐漸下降趨勢(shì).約經(jīng)過500 s本實(shí)驗(yàn)系統(tǒng)的動(dòng)態(tài)過渡過程結(jié)束，逐漸趨于穩(wěn)態(tài)工況，穩(wěn)態(tài)后的排汽溫度的平均值為本實(shí)驗(yàn)系統(tǒng)最終的排汽溫度.另外需說明的是，動(dòng)態(tài)過程的過渡時(shí)間與系統(tǒng)設(shè)備結(jié)構(gòu)參數(shù)有關(guān)，對(duì)于現(xiàn)場(chǎng)設(shè)備需通過現(xiàn)場(chǎng)測(cè)試后確定.

圖3 不同工況下排汽溫度的動(dòng)態(tài)過程

正交實(shí)驗(yàn)選取5個(gè)水平，3個(gè)因素，共25組實(shí)驗(yàn)，各穩(wěn)態(tài)工況下的排汽溫度如表2所示.

基于表2中的實(shí)驗(yàn)結(jié)果，采用正交實(shí)驗(yàn)極差分析方法對(duì)排汽溫度進(jìn)行極差分析，由于正交實(shí)驗(yàn)的正交性，在對(duì)某一因素進(jìn)行極差分析時(shí)，可暫不考慮其他因素的影響，這樣可以確定各因素的影響趨勢(shì)，所繪制的各相關(guān)因素對(duì)排汽溫度的影響如圖4所示.由圖4可知，壓縮機(jī)輸入功率一定的工況下：(1)排汽溫度隨著排汽熱負(fù)荷的增加而上升，排汽熱負(fù)荷越大，制冷循環(huán)冷卻量越大，在冷凝/蒸發(fā)器換熱面積和總傳熱系數(shù)恒定的情況下，換熱量的增加必然導(dǎo)致?lián)Q熱溫差提高，進(jìn)而抬高了排汽溫度；(2)排汽溫度隨著迎面風(fēng)速的增大而下降，迎面風(fēng)速越大，空冷散熱器冷凝溫度越低，壓縮機(jī)輸入功率、溫升均穩(wěn)定，致使工質(zhì)蒸發(fā)溫度降低，進(jìn)而降低了排汽溫度；(3)排汽溫度隨著環(huán)境氣溫的升高而上升，環(huán)境氣溫升高導(dǎo)致空冷散熱器工質(zhì)冷凝溫度提高，致使工質(zhì)蒸發(fā)溫度升高，排汽熱負(fù)荷穩(wěn)定則冷凝/蒸發(fā)器換熱溫差穩(wěn)定，進(jìn)而使排汽溫度升高.

表2 正交實(shí)驗(yàn)安排表

(a)排汽熱負(fù)荷

(b)環(huán)境氣溫

(c)迎面風(fēng)速

3.3 實(shí)驗(yàn)結(jié)果與模擬計(jì)算結(jié)果的對(duì)比分析

復(fù)間冷系統(tǒng)制冷循環(huán)動(dòng)態(tài)模擬實(shí)驗(yàn)與實(shí)際機(jī)組運(yùn)行工況有一定的差別，為了檢驗(yàn)動(dòng)態(tài)模擬實(shí)驗(yàn)結(jié)果的有效性，將實(shí)驗(yàn)結(jié)果與復(fù)間冷系統(tǒng)定量模擬計(jì)算結(jié)果進(jìn)行對(duì)比分析.以某WNZK600-16.7/538/538三缸四排汽、單軸凝汽式汽輪發(fā)電機(jī)組性能參數(shù)為基準(zhǔn)，復(fù)間冷系統(tǒng)主要設(shè)計(jì)參數(shù)如表3所示，壓縮機(jī)輸入功率取35 MW，分析計(jì)算如式(1)～式(8).

模擬計(jì)算結(jié)果如圖5和圖6所示.圖5為vF=2.16 m/s，壓縮機(jī)輸入功率35 MW時(shí)，不同排汽熱負(fù)荷Qn、環(huán)境氣溫ta下的排汽溫度tn.由圖5可知，tn隨著Qn的增加和ta的升高而升高.在一定的Qn下，由式(4)可知，ta的升高提高了空冷散熱器的工質(zhì)冷凝溫度tw，再由式(1)可知，tw升高也就是抬高了tn；在同樣的ta下，由式(4)可知，Qn的增加提高了tw值，同理也抬高了tn.對(duì)比圖4(a)和圖4(b)可知，其換熱過程模擬計(jì)算所得排汽熱負(fù)荷和環(huán)境氣溫對(duì)排汽溫度的影響規(guī)律與動(dòng)態(tài)模擬實(shí)驗(yàn)所得結(jié)果是一致的.

表3 600 MW復(fù)間冷系統(tǒng)制冷循環(huán)主要設(shè)計(jì)參數(shù)

Tab.3 Main design parameters of the refrigeration cycle in a 600 MW CRC-IAC system

參數(shù)數(shù)值低壓缸排汽質(zhì)量流量/(t·h-1)1218.326排汽熱負(fù)荷/MW747.336機(jī)組設(shè)計(jì)背壓/kPa15機(jī)組最低運(yùn)行背壓/kPa4.9冷凝/蒸發(fā)器面積/m2154000冷凝/蒸發(fā)器管壁厚度/mm2.5冷凝/蒸發(fā)器管壁導(dǎo)熱系數(shù)/(W·m-1·K-1)16.2空冷散熱器換熱面積/m21650000空冷散熱器迎面風(fēng)速/(m·s-1)2.16空冷散熱器迎風(fēng)面積/m213349空冷散熱器基管橫截面尺寸/mm×mm219×19空冷散熱器基管壁厚/mm1.5

圖6為排汽熱負(fù)荷Qn=747.336 MW，壓縮機(jī)輸入功率35 MW時(shí)，不同的迎面風(fēng)速vF、環(huán)境氣溫ta下的排汽溫度tn.由圖6可知，tn隨著vF的增大和ta的降低而降低.在一定的ta下，由式(4)可知，vF的增大使得tw降低，進(jìn)而由式(1)得到，tw降低也就是降低了tn.對(duì)比動(dòng)態(tài)模擬實(shí)驗(yàn)結(jié)果圖4(c)可知，模擬計(jì)算所得迎面風(fēng)速對(duì)排汽溫度的影響與實(shí)驗(yàn)結(jié)果一致.

圖5 排汽溫度隨排汽熱負(fù)荷和環(huán)境氣溫的變化

Fig.5 Influence of heat load and environment temperature on the exhaust temperature

圖6 排汽溫度隨迎面風(fēng)速和環(huán)境氣溫的變化

Fig.6 Influence of face velocity and environment temperature on the exhaust temperature

4 結(jié) 論

(1)制冷循環(huán)冷卻汽輪機(jī)排汽技術(shù)可行，動(dòng)態(tài)模擬實(shí)驗(yàn)過渡過程持續(xù)一定時(shí)間后會(huì)逐漸趨于穩(wěn)定，穩(wěn)定時(shí)間與系統(tǒng)結(jié)構(gòu)形式和換熱設(shè)備傳熱性能有關(guān).

(2)正交實(shí)驗(yàn)分析結(jié)果表明，隨著排汽熱負(fù)荷的增加、環(huán)境氣溫的升高、迎面風(fēng)速的減小，排汽溫度升高.

(3)基于制冷循環(huán)結(jié)構(gòu)形式與傳熱過程的600 MW機(jī)組模擬計(jì)算，確認(rèn)各主要影響因素對(duì)排汽溫度的影響與實(shí)驗(yàn)結(jié)果一致.

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Exhaust State Analysis and Experiment for an Indirect Air-cooling System with Compound Refrigeration Cycle During High-temperature Period

ZHAOBo,YANGShanrang,CAOShengxian,WANGGong

(Jilin Province Engineering Laboratory for Energy Conservation and Measure & Control Technology,Northeast Electric Power University,Jilin 132012,Jilin Province,China)

Based on the structure pattern and heat-transfer process of an indirect air-cooling system with compound refrigeration cycle (CRC-IAC),a calculation model was established for the heat-transfer process,and an orthogonal experiment was subsequently carried out on a dynamic simulation of refrigeration cycle coupled with exhaust steam.Results show that the exhaust temperture tends to be stable after the refrigeration cycle runs about 500 s,which increases with the rise of exhaust heat load and ambient air temperature,and with the reduction of face velocity.The experimental data are consistent with the simulation results of a 600 MW unit.

CRC-IAC system; refrigeration cycle; exhaust temperature; orthogonal design; dynamic simulation experiment

2016-02-16

2016-05-05

國(guó)家自然科學(xué)基金資助項(xiàng)目(51376042)；吉林市科技創(chuàng)新發(fā)展計(jì)劃資助項(xiàng)目(20156403)；東北電力大學(xué)博士科研啟動(dòng)基金資助項(xiàng)目(BSJXM-201415)

趙 波(1985-)，男，安徽六安人，講師，博士，研究方向?yàn)橄冗M(jìn)節(jié)能理論與技術(shù)以及熱力設(shè)備節(jié)能監(jiān)測(cè)與控制.電話(Tel．)：0432-64806483；E-mail：rerbertzhao@163.com.

1674-7607(2017)01-0073-06

TK122

A 學(xué)科分類號(hào)：470.30