表凝式间接空冷系统冬季运行优化研究

赵佳骏，华 敏，王 飞，雍天瑞

(1.浙江省火力发电高效节能与污染物控制技术研究重点实验室，浙江 杭州 311121; 2.浙江浙能电力股份有限公司，浙江 杭州 310007; 3.宁夏枣泉发电有限责任公司，宁夏 灵武 750411)

0 引言

对比常规湿冷系统，空冷系统具有显著的节水效果，是解决地区富煤贫水矛盾的有效手段。相比于直接空冷系统，间接空冷系统因其运行费用低、受风影响敏感度低等特点[1]，具有更为广阔的应用前景。

间接空冷系统在冬季运行时，受强冷风的影响，冷却元件及其他管道中的循环水存在冻结的风险，影响系统运行安全性。为此，王晗昀[2]采用数值模拟对间接空冷系统的散热性能进行了建模分析，研究了影响散热器翅片管束冻结的原因，通过控制百叶窗开度防冻。姬伟东等[3]通过扇区温度监视、加装密封条、加装测温和测风装置等措施进行冬季防冻。韩玉霞[4]等通过百叶窗开度的自动控制、循环水泵运行调整等措施提高冬季运行性能。朱大宏等[5]通过空冷系统回水温度控制、增加循环水泵台数等运行经验解决防冻问题。目前，防冻措施如百叶窗开度、循环水泵、冷却塔出水温度等的调节仍未有系统性的试验研究。

同时，间接空冷系统作为发电机组的冷端系统，是决定汽轮机背压的关键。汽轮机背压是评价机组经济性的综合指标[6]，研究机组冷端优化对提高机组经济性有重要意义。闫旭[7]通过冷端优化试验，研究了循环水泵双速改造后的汽轮机最佳背压和循环水泵最佳运行方式。王攀等[8]建立了冷端优化数学模型，结合循环水泵运行优化调整试验，确定了凝汽器最佳运行背压。现阶段机组冷端优化研究多集中在湿冷系统。

本文以某660 MW超超临界机组表凝式间接空冷系统为对象，建立了间冷系统变工况运行优化模型，综合指导系统冬季运行优化。结合机组冬季运行优化策略对冷却塔循环水出水最低温度的阶梯式控制，以及凝汽器变工况特性、机组微增出力特性和循环水泵组合特性，通过系统性的试验研究，得出不同机组负荷、不同冷却塔循环水出水温度下的循环水泵最优组合，具有一定的工程应用价值。

1 系统概况

1.1 表凝式间接空冷系统

表凝式间接空冷系统结构如图1所示，由表面式凝汽器、循环水泵及输水管路、福哥型散热器以及冷却塔组成[9]。冷却水在密闭的环路中循环，吸收来自汽轮机排汽的热量后，通过冷却塔散热器与冷空气进行热交换散出热量。

图1 表凝式间接空冷系统结构图

1.2 散热器

冷却塔散热器由156个冷却三角组成，冷却三角沿塔圆周方向竖直布置，均由两端带有联箱的福哥型冷却元件组成。冷却三角进风量通过安装在冷却元件前的百叶窗控制。

冷却三角被分成10个并联的独立扇区，1号扇区由12个冷却三角组成，2～10号扇区均由16个冷却三角组成。循环水回水母管进入冷却塔后沿圆周方向分两路进入各个扇区，1、10号扇区位于最前端，5、6号扇区位于最末端。

1.3 循环水泵

循环水泵组由三台单级、双吸卧式离心泵组成，两台循环水泵工频运行，一台循环水泵变频运行，可实现40～50 Hz之间的变频运行，50 Hz变频运行时转速即为工频转速。

2 间冷系统冬季防冻

2.1 环境条件

该间冷系统所处地区降水少、温差大，统计2018～2019年度冬季环境温度数据如表1所示。该系统在冬季运行时，环境最低温度接近-20 ℃，且有较多月份低于0 ℃，在冷却三角进风量较大区域，极易产生局部冻结，危害机组安全。

表1 2018～2019年度冬季环境温度统计

2.2 散热器冻结影响因素

散热器冻结主要受循环水流量、迎面风速、环境温度、冷却三角管束进水温度的影响。

迎面风速越大、环境温度越低、进水温度越低，散热器更易发生冻结。循环水流量分布不均匀，引起局部散热器管束流量较低，也易引起散热器冻结。

2.3 冬季运行防冻策略优化

根据散热器冻结的影响因素，对系统冬季运行防冻策略进行了优化。

(1)采用超声波流量计对各个扇区循环水进水流量进行了测量，各扇区流量分布占比如图2所示。1号扇区由于只有12个冷却三角，故流量偏小，其他扇区流量基本保持一致。各扇区循环水流量分布较为均匀，避免了因流量分布不均而引起散热器局部冻结。

图2 各扇区循环水流量分布比例

(2)为监视各扇区冷却三角内循环水的温度，在每个扇区出水母管装设3个温度测点。同时在各扇区选取四个典型位置的冷却三角，在冷却管束出水位置即管束最冷部位装设温度测点，有效监视冷却三角内循环水温度，将其受强冷风影响冻结的可能性最小化。

(3)根据环境温度的变化，采用阶梯式控制循环水温度的方法，在防冻的前提下最大限度降低冷却塔循环水出水温度。循环水温度控制策略如表2所示，通过调节百叶窗的开度，综合考虑冷却塔循环水出水温度和各扇区冷却三角测点温度两方面对循环水温度进行调整。

表2 冬季运行循环水温度控制策略

3 间冷系统变工况运行优化模型

3.1 凝汽器变工况计算

机组背压与凝汽器热负荷、冷却塔出口循环水温度、循环水流量、总传热系数等因素密切相关，机组实际运行时，相关参数偏离设计值运行，就会引起机组背压的变化。

凝汽器变工况计算模型如图3所示。结合间冷系统优化后的冬季运行方式，根据环境温度的不同，通过百叶窗的调节可实现冷却塔循环水出水温度保持在最低温度恒定运行。输入机组负荷、循环水流量、凝汽器结构参数等数据，便可计算出机组实际背压。

图3 凝汽器变工况计算模型

凝汽器的总传热系数计算是其变工况计算的核心，采用别尔曼公式对传热系数进行计算，其表达式为[10]

K=4 070ξφwφtφzφδ

(1)

式中ξ——考虑冷却管内表面清洁状态、材料及壁厚的修正系数；

φw——考虑冷却管内流速的修正系数；

φt——考虑冷却水温的修正系数；

φz——考虑冷却水流程数的修正系数；

φδ——考虑凝汽器蒸汽负荷变化的修正系数。

别尔曼公式作为一种经验性的总传热系数公式，在实际应用中应对其进行修正[11]。根据凝汽器实际运行工况数据，得到不同机组负荷、循环水流量、冷却塔出口循环水温度下的实际传热系数，与利用别尔曼公式计算得到的理论传热系数的比值，作为传热系数的修正系数。

修正系数φ是机组负荷Pel、循环水流量Dw、冷却塔出口循环水温度two的关系函数

φ=f(Pel,Dw,two)

(2)

利用多元回归分析，可得到修正系数的回归方程表达式，对别尔曼公式进行修正，使凝汽器变工况计算模型更为准确。

3.2 机组微增出力特性

机组发电功率与汽轮机背压有直接的关系，在其他边界条件一定、未达到阻塞背压的情况下，在汽轮机背压越低，机组发电功率越高。机组微增出力定义为在背压微小变化条件下功率的变化，这种变化以曲线的形式表示就是机组微增出力曲线[12]。

通过机组不同负荷变背压试验，将试验循环统一修正至同一规定循环，同时参照制造厂提供的修正曲线，将热力循环边界条件修正到同一基准值，可得到不同负荷下的机组微增出力曲线。

3.3 循环水泵组合特性

通过改变循环水泵的运行台数和变频泵的转速实现循环水泵组合的切换。循环水系统为一个密闭的环路，循环水流量、循环水泵消耗功率与循环水泵组合直接相关。不同循环水泵组合的流量、耗功特性为间冷系统变工况运行优化计算提供基础数据支撑。

为满足冬季防冻的要求，避免循环水泵单台运行，循环水泵组合方式分为六种：①一机三泵(变频泵50 Hz)；②一机三泵(变频泵45 Hz)；③一机三泵(变频泵40 Hz)；④一机两泵(变频泵50 Hz)；⑤一机两泵(变频泵45 Hz)；⑥一机两泵(变频泵40 Hz)。

3.4 间冷系统变工况运行优化计算

结合建立的凝汽器变工况计算模型，计算给定机组负荷、冷却塔循环水出水温度下的不同循环水泵组合对应的机组背压。

根据机组微增出力特性，将机组负荷修正至额定背压，得到不同循环水泵组合对应的修正后机组负荷，依据试验所得的煤耗率曲线，计算不同循环水泵组合对应的燃煤成本。

机组负荷扣除不同循环水泵组合所消耗的功率及其他厂用电功率，即为机组上网电功率，根据上网电价计算不同循环水泵组合对应的上网电收入。

上网电收入减去燃煤成本，即为机组发电利润。

最终，以机组最大发电利润为优化目标进行寻优，得出不同机组负荷、冷却塔循环水出水温度下的循环水泵最优组合。

4 间冷系统冬季运行优化试验

4.1 凝汽器变工况计算试验验证

根据凝汽器变工况计算模型计算得出的理论背压与实际背压的相对误差如图4所示，除少数点外，相对误差绝对值均在0.5%以内，表明该凝汽器变工况计算模型较准确。

图4 模型计算背压与实际背压的相对误差

4.2 机组微增出力特性试验

分别在机组负荷为100%负荷、75%负荷和50%负荷下进行变背压试验，实测得各个负荷段的机组微增出力曲线如图5所示。其他负荷段的机组微增出力曲线通过线性插值计算得到。

图5 各负荷段机组微增出力曲线

4.3 循环水泵组合特性试验

通过不同循环水泵组合试验，实测得相应组合下的循环水流量以及循环水泵组合总功率如表3所示。

表3 循环水泵组合试验结果

4.4 间冷系统冬季运行优化

结合冬季运行循环水温度控制策略，利用间冷系统变工况运行优化计算模型，以标煤价照430元/t和机组上网电价0.259 5元/kWh进行计算，得出不同机组负荷、不同冷却塔循环水出水温度下的循环水泵最优组合如表4所示。机组冬季运行环境温度较低，循环水泵组合基本在一机两泵运行，通过变频泵调节转速实现循环水泵最优组合运行。当标煤价下降或上网电价上调时，应适当延迟切换至大流量循泵组合，以降低机组的厂用电率，使机组发电利润最大。

表4 间冷系统循环水泵组合优化结果

4.5 经济效益评估

为了评估间冷系统冬季运行优化产生的经济效益，选取机组2018年11月～2019年3月期间的运行数据进行分析，循环水泵组合未优化，基本按组合④运行。以月为单位对机组负荷、冷却塔循环水出水温度进行统计，对照表4对循环水泵组合进行优化。

根据间冷系统变工况运行优化计算方法对优化前、后的机组发电利润差值进行计算，从而获得优化所产生的月度经济效益如表5所示，间冷系统冬季运行优化预期可增加利润22.47万元。

表5 间冷系统冬季运行优化月度经济效益

5 结论

本文针对660 MW超超临界机组表凝式间接空冷系统，通过试验研究，结合系统防冻优化策略，建立了间冷系统变工况运行优化模型，指导间冷系统冬季运行，得到结论如下：

(1)通过对凝汽器总传热系数计算的修正，建立了凝汽器变工况模型，其计算结果与实际基本吻合。

(2)间冷系统冬季运行时循环水泵推荐一机两泵运行，通过变频泵转速的调节实现循环水泵最优组合切换，使机组发电利润最大化。

(3)通过间冷系统运行优化指导，冬季运行预期可增加利润22.47万元，具有一定的经济效益。

此外，在低温环境下进行循环水泵组合的切换，循环水流量的下降对于冬季防冻仍具有一定风险，如何确定循环水最低防冻流量还需进一步研究。