汽動鼓風機組冷源損失利用的設想及探討

程亞軍

前言

現代高爐容量大，所需風量大，多選用大型軸流風機作為供風機組。如果在風壓一定的情況下降低風量，或在風量一定的情況下增大風壓，易使風機運行工況點進入喘振區，導致風機旋轉失速，發生喘振現象，影響風機的安全運行，甚至嚴重影響高爐生產。正常運行時，風機工況點必須在防喘振線內且遠離防喘振線，當運行工況點接近防喘振線時，常需要將風機出口的放風閥部分開啟，增加風量，使工況點遠離防離喘振線，以確保風機安全運行。尤其是實際運行氣溫低于設計工況氣溫時（如冬季期間），這種現象更加明顯，此時便產生了很高的放散損失，所以，如果提高冬季期間進入風機的空氣溫度，使溫度達到或超過設計溫度，便可以減少或避免放散，提高經濟效益。

1　冷源損失的利用方式

在汽輪機郎肯循環的定壓放熱過程中會產生冷源損失，這一損失一般占汽機輸入熱量的50%～60%，甚至更高。

熱電廠供熱機組常選用抽汽機組或背壓機組，汽輪機組內做了一定量功的蒸汽部分或全部被抽出用于熱負荷，由于這部分蒸汽沒有冷源損失，或者說這部分冷源損失得到了利用，所以提高了全廠熱經濟性。

相同道理，在氣溫低于鼓風機組設計工況點溫度時，如果用汽動鼓風機組汽輪機的排汽加熱送入到鼓風機入口的冷風，使鼓風機運行工況點溫度升高，接近或超過設計工況溫度，從而使風機運行點遠離了防喘線，減小了風機的放散量，減小或避免了放散帶來的損失。同時，由于汽輪機的排汽熱量得到了利用，減小了冷源損失，提高了系統的經濟性。這種系統暫且稱為冷源利用汽動鼓風系統，見圖1。

常規的濕式冷卻塔風機排出的風含濕量很大，不適合供鼓風機組使用，故只能將干式冷卻系統與鼓風系統配套，將干式冷卻系統排出的熱風送至鼓風機組吸風口使用。根據機組容量、系統形式、運行方式、檢修維護情況，選擇哈蒙式間接式空冷系統與鼓風機組配套比較適宜。

2　冷源利用汽動鼓風系統的經濟性分析

圖1　冷源利用汽動鼓風系統

某鋼廠AV80-15軸流式汽動鼓風機組，根據高爐運行工況需要，鼓風機組運行工況流量為4200～4400 m3/min，出口風壓 370～380 kPa，當風機入口溫度達到20℃以上時，可確保風機不放散運行。根據廠家提供的技術數據，本文以溫度-16.2℃、4.9℃、22.2℃為主要對比工況點進行分析。

冷源利用汽動鼓風系統的經濟性分析如下：

(1)冷源利用汽動鼓風系統使高爐鼓風機組出口放風量減少而節省的功耗。

以高爐鼓風機進氣溫度-16.2℃、排氣壓力375 kPa工況點為例，查風機性能曲線可知，此時風機風量為5307 m3/min，消耗功率為18532 kW，統計風機運行參數可知，風機送給高爐的平均風量大約為4300 m3/min，需要放風大約1007 m3/min，多消耗功率約為3516 kW。當風機入口風溫升高后，運行工況點遠離防喘振線，放風量減小，此部分多消耗的功即為節省的功。

(2)鼓風機組入口溫度升高，單位壓縮功增加，總壓縮功耗增加的量。

以高爐鼓風機進氣溫度-16.2℃和22.2℃、排氣壓力375 kPa工況點為例進行對比，當進氣溫度由-16.2℃升高到22.2℃時，單位壓縮功耗由5.82×10-2kW/m3增加到 6.46×10-2kW/m3，鼓風機組增加功率消耗1651.2 kW。

(3)冷源利用汽動鼓風系統冷卻塔冷卻風機功耗與采用濕冷系統時的風機功耗對比。

當風機入口溫度、汽機排汽壓力不同時，干冷系統冷卻風量差別較大，入口溫度較低、汽機排汽壓力較高時，干冷系統的冷卻風量與濕冷系統的冷卻風量大體相當，甚至更小，當入口溫度較高、汽機排汽壓力較低時，干冷系統的風量遠遠大于濕冷系統的風量，冷卻風機功耗也大得多。汽動鼓風機組現有濕冷系統所需的冷卻風量大約為76667 m3/min，冷卻風機消耗功率大約為225 kW。當采用干冷系統時，以鼓風機組入口溫度-16.2℃、汽機排汽壓力6 kPa工況為例（即表中第4項），欲使鼓風機組入口溫度升高到22.2℃，冷卻風溫升為38.4℃，冷卻風量為67759 m3/min，消耗功率為199 kW，干冷系統比濕冷系統少耗功26 kW。如以鼓風入口溫度30℃、汽機排汽壓力15 kPa為例（表中第11項），空冷系統冷卻風機功耗為572.4 kW，遠大于濕冷系統冷卻風機功耗，各工況風量、功耗對比詳見表1。

注：空冷散熱器的相關計算依據參考資料［1］計算。

（4）高爐鼓風機入口溫度升高，送風溫度也升高，減少了熱風爐的燃料消耗量。

當風機入口溫度由-16.2℃升高到22.2℃時，風機出口風溫分別為170℃和225℃，溫升為55℃，取空氣平均比熱容1.3311 kJ/(m3.℃)計算，鼓風機組可節省的熱量約為18888309 kJ/h，以中溫中壓機組熱耗率計算，節省的熱量可多發電大約1642 kW。根據當地氣候條件，實際運行中，鼓風機組入口溫度冬季可達到-30℃左右，此時風機出口溫度大約為140℃，夏季入口溫度最高為30℃左右，風機出口溫度大約為240℃，風機出口溫升可達100℃，節省的熱量會更多。

采用哪種冷卻方式經濟性更好，可以對以上幾項經濟指標疊加計算得到，即

節省功率=減少放風量節省的功耗—鼓風機組入口溫度升高增加的功耗+空冷系統冷卻風機功耗變化值（多消耗功時取負值）+熱風爐節省的燃料所增加的功率

表1　各工況參數對比表

通過比較看出，當以高爐鼓風機進氣溫度由-16.2℃升高到22.2℃、排氣壓力375 kPa工況計算時，鼓風機組節省的功率為3516-1651.2+26+1642=3532.8 kW，即采用干冷系統比采用濕冷系統少耗功3532.8 kW。

3　冷源損失利用效果的總結

冷源利用汽動鼓風系統與常規系統哪種形式更加經濟合理與很多因素有關，需要進行綜合性的比較才能得出。影響因素主要歸納為以下幾點：

(1)鼓風機組的放風量是決定是否采用冷源利用汽動鼓風系統的一個重要因素。鼓風機組的選型與高爐工況點不匹配，或高爐運行工況點不穩定，風壓時高時低，將導致風機長期放風運行，降低運行經濟性，此時采用冷源利用汽動鼓風系統比較合理，而且放風量越大，采用此系統的經濟性越顯著。同時，節能與否與高爐運行工況也有密切關系。

(2)入口風溫升高，導致風機壓縮功增加，增加的功耗會轉化成熱能，使風機出口風溫升高，減小了熱風爐消耗的燃料量。

(3)干冷系統與濕冷系統冷卻風機功耗的對比。從表一可以看出，隨著風機入口風溫、汽機排汽壓力的不同，冷卻風量差異很大，當冬季氣溫較低時，風機冷卻風量與常規濕冷系統大體相當，甚至更小，風機功耗相差不多，當夏季氣溫較高、汽機排汽壓力較低時，風機冷卻風量很大，冷卻風機功耗可能遠超過常規濕冷系統冷卻風機功耗，此時換熱效率大大下降，經濟性顯著降低，甚至無實用價值。這時可以考慮采用干冷與濕冷系統混合形式的冷卻系統，使干冷系統的風量與高爐鼓風機組的進風量相匹配，這樣即滿足了提高鼓風機組入口風溫，減小放風量的目的，又降低了冷卻塔冷卻風機的功耗，避免換熱器效率低帶來的損失，提高系統經濟性。如果冷卻塔采用非機力通風系統，可以避免冷卻風機功耗，但一次性投資很大，需要進行經濟性計算確定。

(4)采用冷源利用汽動鼓風系統也有其缺點，風機入口風溫（即氣溫）越高，汽機排汽壓力越低（即真空度越高），則空冷系統冷卻風量越大，效率越低。隨著風機入口風溫的升高，如汽機排汽壓力太低，使得空冷系統冷卻風量太大，功耗太大，散熱器效率大幅下降，已沒有實際應用價值，如表中的第8、9、11項。工況受氣溫變化影響較大，隨著氣溫的變化，冷卻風量需求量變化大，冷卻風機運行數量也要做相應調整。冬季氣溫較低時，空冷系統可能發生凍害，需要有相應的維護措施。

(5)采用干冷系統，氣溫變化對汽輪機排汽壓力影響較大，當氣溫較高時（尤其是夏季），汽輪機排汽壓力升高，汽耗顯著增大， 經濟性下降，安全性降低。因此，也增加了汽輪機的選型難度。

(6)送風溫度不能過高，否則對風機強度產生不利影響，按照鼓風機組廠家要求，送風溫度不能超過250℃，故風機入口溫度以不超過30℃為宜。正因為如此，需要合理控制干冷系統冷卻風溫升，使干冷系統出口風溫不超過30℃。同時，如果冷卻風溫升太小，冷卻風量就會增大，導致干冷系統冷卻風機功耗增大，所以需要權衡利弊合理選擇。

從以上分析可知，采用冷源利用汽動鼓風系統是可行的，需要結合高爐與鼓風機組運行工況、氣候條件、水源情況、投資狀態等條件進行綜合經濟分析，以確定合理的工藝、裝備。

[參 考 文 獻]

[1]丁爾謀 .發電廠空冷技術[M].北京：水利電力出版社,1992.