凝汽器喉部排汽優化改造的實用性分析

陳 裕

(中國大唐集團科學技術研究院有限公司 華東分公司, 合肥 230022)

運行與改造

凝汽器喉部排汽優化改造的實用性分析

陳 裕

(中國大唐集團科學技術研究院有限公司 華東分公司, 合肥 230022)

為了降低汽輪機的排汽壓力，以某電廠改造項目為例，以熱力性能試驗為依據，具體分析凝汽器喉部排汽優化的節能能力和經濟價值。

凝汽器； 排汽優化； 節能

Abstract： To reduce the exhaust pressure of a steam turbine in the retrofit project of a power plant, the energy-saving potential and economic benefit were analyzed for exhaust mode optimization of its condenser throat, based on the results of relevant thermodynamic performance tests.

Keywords： condenser; exhaust mode optimization; energy saving

現代汽輪機組的凝汽器是一種大而復雜的換熱器，凝汽器工作性能一般以在給定熱負荷及冷卻水條件下的排汽壓力作為指標，即真空度。降低汽輪機排汽壓力是電廠提高機組經濟性、實現節能減排最直接、最有效的方法之一。通過排汽通道優化，促使汽輪機排汽在進入凝汽器冷卻管束時的流場分布盡量合理，可充分發揮凝汽器冷卻管的有效換熱面積、增加凝汽器實際總體傳熱系數，最終達到降低汽輪機排汽壓力、提高機組運行經濟性的目的。對此，國內外普遍進行了凝汽器排汽優化改造的嘗試，利用數值模擬計算獲得一系列行之有效的強化換熱技術[1]。筆者以凝汽器熱力性能試驗為手段，具體考核凝汽器喉部排汽優化改造的節能空間及經濟價值，論證了同類案例中凝汽器優化改造方案的可行性。

1 節能原理

優化低壓缸排汽是在凝汽器內部的流場進行。在凝汽器喉部，根據原有的實際結構，采取安裝導流板的辦法，將集中于發電機端和汽輪機端的排汽汽流向凝汽器中部適度引導，減少排汽渦流，使低壓缸排汽流場趨于合理、凝汽器換熱管的熱負荷更均勻、熱交換能力能夠更好發揮，從而提高凝汽器真空[2]。

2 改造方法

汽輪機排汽通道優化改造以數值模擬研究為指導，依靠模擬計算結果指導設計定型和布置，通過改變模型或布置方案反復試驗，尋找優化結果。

在實施排汽通道優化改造前，需根據要求改造的機組低壓缸、凝汽器喉部、凝汽器圖紙建立包括汽輪機末級在內的整個排汽通道模型(見圖1)，此模型考慮了喉部內抽汽管道、低壓加熱器、內部支撐管，以及軸封供/抽汽管道等的影響，并由此利用軟件計算出凝汽器管束入口蒸汽流場。根據該流場分布情況，在排汽通道數值模型的不同位置設置導流板，重新利用軟件計算管束入口蒸汽流場，然后重新調整導流板的布置方式，再次計算，如此循環，直至得到理想的管束入口蒸汽流場為止，對應的導流板布置方案即為排汽通道改造的最優化方案。

圖1 汽輪機排汽通道模型

在通過數值模擬得到最優化技術方案后，對導流板模塊進行工業設計、加工，同時依據低壓缸排汽通道圖紙進行實施方案的工程設計(見圖2)。

圖2 凝汽器喉部改造后示意圖

3 案例驗證

以某660 MW電廠改造案例為例，根據DL/T 1078—2007 《表面式凝汽器運行性能試驗規程》，制定相應改造前后試驗方案，通過計算機組整體熱耗率，反推凝汽器熱負荷及循環水流量等參數。

3.1 凝汽器熱負荷

NGen-NGloss-QAux

(1)

式中：QCond為凝汽器熱負荷，kJ/s；qHR為汽輪機熱耗率，kJ/(kW·h)；NGen為發電機輸出功率，kW；dQ為散熱損失，%；NGloss為發電機損失，kW；QAux為進出系統的輔汽能量，kJ/s。

3.2 循環水流量

(2)

式中：WT為循環水流量，kg/s；ΔT循環水溫升，K；cp循環水比熱容，kJ/(kg·K)。

3.3 冷卻管內平均流速

(3)

式中：v為冷卻管內平均流速，m/s；N為冷卻管數量；NPlug為堵管數量；Z為流程數量；Do為冷卻管外徑，mm;δ為冷卻管壁厚，mm；ρ為冷卻水密度，kg/m3。

3.4 試驗總體傳熱系數

(4)

式中：KT為試驗總體傳熱系數，W/(m2·K)；A為凝汽器有效傳熱面積，m2；tw1為循環水進水溫度，℃；tw2為循環水出水溫度，℃；ts為凝汽器壓力對應飽和溫度，℃。

3.5 HEI總體傳熱系數

KHEI=K0×βt×βm

(5)

式中：KHEI為HEI基本傳熱系數，W/(m2·K)；K0為基本傳熱系數，W/(m2·K)；βt為冷卻管水溫修正系數 ；βm為冷卻管材質和壁厚修正系數；Cd為冷卻管外徑系數，查表。

3.6 凝汽器清潔系數

(6)

式中：CT為試驗清潔系數。

3.7 凝汽器傳熱系數的修正

KC=KT×FW×Ft

式中：KC為修正后試驗傳熱系數，W/(m2·K)；FW為流量修正系數；Ft為循環水溫修正系數。

3.8 凝汽器壓力的修正

修正至設計的循環水流速、循環水進水溫度條件下的凝汽器壓力：

tsC=t1D+Δtc+δtc

(7)

式中：tsC為修正后飽和壓力對應飽和溫度，℃;t1D為設計循環水進水溫度，℃；Δtc為修正至設計循環水流量下的循環水溫度，K；δtc為修正至設計循環水溫度和流量下的端差，K；GWT為試驗中循環水流量，kg/s；cpT為試驗循環水的比熱容，kJ/(kg·K)。

經試驗總傳熱系數、HEI總體傳熱系數、凝汽器清潔系數及凝汽器壓力等各項修正后的結果見表1。

表1 試驗計算結果

在機組660 MW滿負荷純凝工況，以及循環冷卻水溫度為33.34 ℃、冷卻水流量為73 969 m3/h的基準條件下，低壓缸排汽通道優化改造前凝汽器平均壓力為8.109 kPa，低壓缸排汽通道優化改造后凝汽器平均壓力為7.776 kPa，低壓缸排汽通道優化改造后凝汽器平均壓力較改造前降低約0.334 kPa。

4 經濟和環境評價

以此660 MW機組為例，在其他條件不變的情況下，汽輪機背壓每降低1 kPa，熱耗下降1%左右，對應的發電煤耗下降約3.2 g/(kW·h)；以年運行時間6 500 h、排汽壓力平均降低0.3 kPa計算，每年節約標準煤(鍋爐效率和管道效率分別取92%和99%)為4 522 t，標煤單價按700元/t，則年節約燃煤費用約316.5萬元。與此同時，按燃燒1 t標煤約排放2.3 t CO2計算，則電廠年減排二氧化碳10 400.6 t。

5 結語

目前，國內汽輪機結構大多緊湊，但實際運行中，汽輪機排汽在凝汽器內的流場分布不均勻，在一定程度上制約了凝汽器的冷卻效果。凝汽器喉部排汽優化改造一方面可以挖掘出相當冷端節能的潛力，另一方面減少了對環境二氧化碳的排放，投資回報率也相當的可觀。因此，這種改造方式值得應用在一些國內的300 MW和600 MW機組上。

[1] 郭玉雙,趙寶珠,張延峰. 300 MW汽輪機凝汽器喉部段通道改造研究[J]. 熱力透平,2003,32(3):156-159.

[2] 劉曉鴻,晏濤. 330 MW汽輪機低壓缸排汽通道優化改造[J]. 熱力發電,2012,41(1):79,86.

RetrofitAnalysisforExhaustModeOptimizationofaCondenserThroat

Chen Yu

(East China Branch, China Datang Corporation Science and Technology Research Institute,Hefei 230022, China)

2016-08-19；

2016-10-31

陳 裕(1987—)，男，工程師，從事火電廠汽輪機及其輔機熱力性能試驗、節能評估、科技研發等相關工作。

E-mail: 270207638@qq.com

TK264.11

A

1671-086X(2017)05-0353-03