基于弗留格爾公式和大數據的空冷機組關鍵問題探討

徐松泉， 楊 博， 文 玨， 魏 江， 楊文飛， 薛康康

(1. 大唐甘肅發電有限公司 景泰發電廠， 甘肅景泰 730400；2. 中國大唐集團科學技術研究院有限公司 西北電力試驗研究院， 西安 710016)

火電在能源配比中所占的比重依舊是首位，而空冷機組在火電機組中的占比高達20%以上[1-2]，節水優勢使其廣泛建設于我國西北部干旱缺水的地區，成為這些地區電能支柱。空冷機組主要分為兩類：直接空冷和間接空冷[3-4]。兩類空冷機組最終都要將熱量釋放給空氣，因此空冷機組受環境條件影響劇烈[5-6]，其所在地區全年氣溫變化幅度大，冬季極寒夏季高溫，運行條件惡劣，造成機組運行參數波動范圍大，易產生問題，運行維護難度大。

在節能減排的大背景下，空冷機組的優勢較大，但其問題也真實存在，這就要求研究人員必須著力于空冷機組的棘手問題展開深入工作，力求提高設備可靠性，降低檢修運維難度，深化空冷機組冷端優化工作。以往關于空冷機組的研究較為分散，未有總結性質的文章，筆者結合深度調研就空冷機組設備運行情況進行總結和研討，為進一步研究梳理思路、奠定基礎。

目前，僅有直接空冷機組相關的性能考核試驗標準，關于間接空冷機組還未有相關標準頒布。現行的直接空冷機組試驗標準是在德國VGB-R131ME 《真空狀態下空冷凝汽器的驗收試驗測量和運行監控》基礎上，經過西安熱工研究院按照我國特點修改后的DL/T 244—2012《直接空冷系統性能試驗規程》[7]。空冷試驗需要嚴格的系統隔離才能保證精度，而機組的實際運行往往是非理想化的，同時電廠的分布式控制系統(DCS)能夠保存大量的運行數據。綜上所述，為了更好地分析空冷機組實際運行性能及利用好電廠的大數據，筆者提出了利用弗留格爾公式[8-9]簡化的空冷系統性能評價方式，并對34臺空冷機組展開分析計算。

1 空冷機組性能綜述

1.1 設計參數對比

筆者所調研的空冷系統的設計參數見表1(ITD為空冷系統初始溫差[10]，是汽輪機排汽壓力下的飽和溫度與進入空冷凝汽器的空氣溫度之差)。以電廠編號區別，每個廠可能有多臺機組，一共34臺， 8臺機組(B15、B16、B19、B20、B21、B22、B33、B34)為間接空冷，其他為直接空冷。

表1 機組設計參數

200 MW等級機組的空冷系統面積為51×104m2左右，300 MW等級機組設計空冷系統面積在73×104～118×104m2，600 MW等級機組設計空冷系統面積在120×104～206×104m2。一般情況下，汽輪機背壓是ITD的單值函數，同樣環境溫度下，ITD越小，機組背壓越低，目前推薦的ITD一般在34～41 K。調研空冷機組的設計ITD在29.1～39.4 K。設計環境溫度按照DL/T 5339—2011 《火力發電廠水工設計規范》要求，每年的不滿發時間少于200 h，調研空冷機組的設計滿發環境溫度在30～36 ℃。

1.2 空冷島(塔)性能分析

性能計算按照空冷島(塔)性能、機組冷端性能對比這兩個方面進行計算，依據空冷機組性能試驗相關規范要求，數據以2017年至2018年空冷機組電廠實際數據作為基礎；基于弗留格爾公式，依據低壓缸入口參數及各段抽汽參數計算低壓缸排汽質量流量，利用得到的排汽質量流量和對應的環境溫度，通過空冷凝汽器性能曲線得到在該排汽質量流量和對應的環境溫度下的機組設計背壓，扣除噴淋和風機頻率對背壓的影響，得到該工況下的設計背壓，然后與機組實際背壓相比，得到空冷凝汽器的劣化情況。計算剔除相關輔助系統的影響，僅計算空冷系統冷卻能力，考慮相關修正。此計算方式根據低壓缸的抽汽級數和低壓加熱器數量不同有相應變化。低壓缸實際入口質量流量計算公式為：

(1)

式中：qm1為低壓缸實際入口質量流量，t/h；qmg1為低壓缸設計入口質量流量，t/h；p01為低壓缸實際入口壓力，MPa；pg1為低壓缸第一級抽汽實際壓力，MPa；p0為低壓缸設計入口壓力，MPa；pg為低壓缸第一級抽汽設計壓力，MPa；T0為低壓缸設計入口熱力學溫度，K；T1為低壓缸實際入口熱力學溫度，K。

基于凝結水質量流量，通過低壓加熱器熱平衡方程計算低壓缸各段抽汽質量流量，低壓缸入口質量流量減去抽汽質量流量即為低壓缸排汽質量流量。由于某些電廠對一些風機進行過改造或風機老化等，修正量包括風機頻率和噴淋：噴淋修正方法為對比相同負荷、環境溫度、風機頻率下投退噴淋時背壓的偏差，針對對應工況設計背壓進行修正；風機頻率修正通過總結在相同負荷、環境溫度下頻率與背壓的關系，通過外推法得到滿頻時的背壓修正量從而進行修正。

表2為空冷島(塔)性能計算結果。背壓偏差為對應工況設計背壓與修正后實際背壓的差，相對偏差為背壓偏差與設計背壓的百分比，相對偏差為負表示空冷島(塔)性能不合格。由表2可以看出：有8臺機組空冷島(塔)性能不合格，空冷島(塔)性能合格率為76.47%。空冷島(塔)的合格率較高，說明設計參數合理，最早投運的調研機組投運于2003年，說明機組空冷系統老化衰減緩慢。

表2 空冷島(塔)性能計算結果

1.3 機組冷端性能分析

機組冷端性能按照機組滿負荷設計邊界條件，修正各項參數至設計值，對比修正后背壓是否達到設計背壓，從而判斷冷端性能是否達到設計值。

數據篩選時確保所選時間點的風機頻率、環境溫度和機組負荷與設計值的偏差不超過5%(以ASME PTC 6—2004 《汽輪機性能試驗規程》中偏差上限為界)。如果所選時間點處于夏季，則須要剔除噴淋的影響，方法為：

(1) 已知投入尖峰噴淋時段，在數據中遴選負荷、風機頻率、環境溫度接近的投入和退出尖峰噴淋系統的兩組運行數據。

(2) 兩組運行數據背壓差值則為需要修正的量。

(3) 重復前兩步至少15次，得到一組背壓修正值，求得算數平均值即為最終某臺機組尖峰噴淋背壓修正量。

如果所選時間點處于冬季，則須要剔除高背壓供熱的影響，方法同尖峰噴淋類似，這里不再贅述。

以600 MW機組為例，修正后數據見表3。由表3可以看出：通過未投尖峰噴淋前試驗和投尖峰噴淋后試驗，采用統計方法計算，該機組平均背壓修正值為5.5 kPa。

表3 機組冷端實際背壓與設計背壓的偏差

表4為機組冷端設計背壓與修正背壓的對比。由表4可以看出：共有6臺機組性能達到設計值，合格率為17.64%，其他28臺機組均未達到設計值。相對偏差偏大的主要原因是低壓缸熱負荷較設計值偏大，機組普遍熱耗率偏高，凝汽器熱負荷偏大，機組偏離設計值較遠。低壓缸熱負荷大、熱耗偏高的原因主要為缸效偏低、閥門內漏嚴重、減溫水流量偏大、加熱器端差偏大、運行參數偏離設計值等。熱耗偏高情況下，低壓缸熱負荷較設計值偏高，造成空冷運行偏離設計工況，影響機組背壓。

從空冷島(塔)的性能和冷端性能對比可以看出：空冷系統的傳熱惡化主要出現在主機端，空冷端的傳熱惡化緩慢。因此，對空冷系統的研究必須考慮主機的影響，開展對整個冷端的研究和優化才能切實解決空冷系統面臨的問題。

表4 機組冷端設計背壓與修正背壓的對比

2 空冷系統運行問題

2.1 機組限負荷問題

以2017年至2018年空冷機組數據作為基礎，通過參數修正，計算滿負荷工況下機組帶負荷能力。在設計滿發溫度(TRL工況)下，20%機組夏季設計工況下具備帶滿負荷能力，由于夏季帶負荷能力受限，其他空冷機組須要投入輔助冷卻系統才能保證夏季設計工況下具備帶滿負荷的能力。

以某電廠為例，在2017年發生空冷系統限負荷6次，直接原因是環境溫度偏高，凝結水溫度超過70 ℃，限制凝結水精處理運行，影響陰樹脂性能，由于邏輯控制設置自動切除，因此電廠人為控制凝結水溫度在69 ℃左右，進一步降低了機組帶負荷能力。在2018年加強了空冷沖洗及尖峰噴淋系統的維護，保證了尖峰噴淋系統可靠投入，限負荷情況有所好轉。空冷換熱設備臟污也會造成限負荷問題[11-12]，對該電廠1號機組垢樣進行分析，用少量鹽酸溶解，產生大量氣泡，判斷為碳酸鹽。然后用純水定容至500 mL測定鈣離子、鎂離子的質量濃度分別為126.79 mg/L、10.92 mg/L，折算成碳酸鈣、碳酸鎂的質量分數分別為84.48%、 10.18%，還有少量酸不溶物。該電廠換熱設備表面結垢較多，影響其傳熱效果。

2.2 機組檢修維護

(1) 71%空冷機組沒有進行空冷系統性能驗收試驗，無法準確量化空冷系統的性能。大部分機組對于尖峰噴淋系統、機力塔尖峰系統未進行性能考核試驗。無法準確量化系統投入后背壓收益。

(2) 漏風較嚴重，翅片未可靠封堵，冷風短路后造成空冷系統傳熱效率下降，主要位置集中在散熱器底部、空冷間隔人字面間隙、真空管旁間隙等部位。

(3) 部分電廠沖洗設備可靠性差，主要涉及齒輪傳動帶、沖洗水泵、定位系統等故障。間接空冷機組沖洗系統不能長周期可靠投入，主要涉及限位及電動機、沖洗軌道、沖洗傳動裝置等故障問題。

(4) 直接空冷機組蒸汽隔離閥、間接空冷機組水側隔離閥檢修過程中均發現不嚴密的現象。隔離閥不嚴密造成機組運行靈活性降低，冬季啟動或者低負荷情況下防凍壓力較大，調研機組中65%空冷機組的散熱器翅片因隔離閥不嚴密有凍損現象。

(5) 空冷機組真空泵循環液溫度高是葉片汽蝕的主要原因，空冷機組夏季工作背壓高，真空泵循環液工作溫度高。47%空冷機組發生過真空泵汽蝕的問題。

(6) 存在空冷系統膨脹受阻，下聯箱受阻變形，最終導致管束開裂。

2.3 空冷系統溫度場不均勻問題

空冷機組現場檢查發現溫度場不均勻較為普遍，按照制造廠設計要求，直接空冷與間接空冷系統要求蒸汽和水流量分配不均勻系數小于5%，實際檢查發現分配不均勻較為明顯。

以某電廠空冷系統為例進行了溫度場分布試驗(見圖1)。從圖1中可以看出：該電廠單元交界處的溫度較低，最低可達29 ℃，最大低溫區面積可達一個單元單面散熱器面積的1/10左右。通過對單元內部四個對角進行風速測量，發現風速差距較大，最大風速可達11 m/s，最小低于1 m/s，這與卜永東[13]的模擬計算結果一致。單元交界處翅片管局部溫度低，一方面是由于A型單元結構導致單元內部流場分布不均勻，風速風量差距較大，另一方面由于管道內部蒸汽分配不均勻，尤其是空冷蒸汽分配管出口第1個單元蒸汽流量較小，所以產生了局部溫度不均的現象。空冷系統溫度分布不均導致了部分區域凝結水過冷，浪費部分冷卻風量，降低空冷系統的傳熱效率。

圖1 空冷系統溫度場

3 結語

(1) 調研機組空冷島(塔)性能合格率為76.47%，冷端性能合格率為17.64%。空冷系統的傳熱惡化主要出現在主機端，主要原因是低壓缸熱負荷較設計值偏大，機組普遍熱耗率偏高，凝汽器熱負荷偏大，機組偏離設計工況較遠，空冷端的傳熱惡化緩慢。因此，對空冷系統的研究必須考慮主機的影響，開展整個冷端的研究和優化才能切實解決空冷系統面臨的問題。

(2) 80%空冷機組需要投入輔助冷卻系統，才能保證夏季設計滿發溫度下具備帶滿負荷的能力。空冷系統溫度場和蒸汽分配均與設計存在一定偏差，尤其在部分負荷下往往存在較大偏差，冷卻風配風均勻性、合理性方面也存在較大偏差。

(3) 空冷系統的性能試驗工作進展不完全、漏風嚴重、散熱器表面結垢明顯、金屬涂層脫落、沖洗設備可靠性差、隔離閥不嚴密、真空泵易汽蝕等檢修維護問題依舊制約空冷系統正常工作，是亟待深入研究的方向。