东北电力大学,吉林132012) 摘要:目前,背压的变化对汽轮发电机组电功率的影响还没有一种通用的计算方法。在最佳背压传统定义基础上, 进行理论推导得出最佳循环水量,进而确定最佳背压。假设循环水量作为自变量时,这时影响最佳背压确定的有 关因素有两个:发电机功率的增加量和循环水泵耗电功率的增量,并且它们都是以循环冷却水流量为自变量的函 数。通过理论分析表明:在相同的冷却水量下双压凝汽器的冷却效果好于单压凝汽器;双压凝汽器高低压侧的最 佳背压也都低于单压凝汽器的最佳背压;双压凝汽器平均端差小于单压凝汽器的端差;最佳循环水量和汽轮机的 总排汽量成正比例关系或者和循环水泵电机功率成反比例关系。 关键词:双压凝汽器;最佳循环冷却水量;最佳背压 分类号:TK261 文献标识码:A 文章编号:1001 -5884(2014)01 -0035 -04 Research Dual-pressureCondenser ZHANG Ai-ping,DU Wu-yi,FU lei,XIE Mei-na NortheastChina Institute ElectricPower Engineering,Jilin 132012,China) Abst ract :Recently,the impact backpressurechanging turbinegenerator still commonmethod. paperconf irm bestbackpressure after bestcirculation takingtheoretical derivation based traditional definitions bestbackpressure. independentvariable,there twofactor bestbackpressures ollows,theincrease generatorpower increase circulating wate r-pump power consumption,which both independentvariables circulatingcool ing wa ter analysi result indicate dual-pressurecondenser cooling effect betterthan single-pressure condenser under sameamount coolingwater,and its best backpressure averageend temperature both lowerthan single-pressurecondenser; bestcirculating water directproportion totalemission steam turbine inverselyproportion circulating pump power consumption. Key words:dual -pressure condenser; hebest circul ingcooli ng wat er;t he best backpressure 随着我国火电发电机组容量不断增加,在600 MW 上大型机组越来越多的采用双压凝汽器,背压参数作为汽轮机组运行中重要依据,其大小对汽轮机的安全和经济运行有 着重大的影响。在凝汽器的设计阶段 轮机热力特性确定的条件下,通过经济技术比较,采用最大收益法或最低总年运行费用法来确定。 目前,对已经投入运行的汽轮机机组,汽轮机、凝汽系统 等设备以及运行环境因素都已经确定,因此最佳背压的选择 便建立在凝汽器最佳背压模型的基础上,通过试验和计算来 确定不同负荷、不同冷却水温和不同循环水泵运行方式下的 凝汽器最佳背压 。在实际运行中汽轮机的工况不断变化时,快速的找出最佳背压提高发电效率,获得最大经济效益 就显得尤为重要。 收稿日期:2013-07-23 传统最佳背压确定理论依据凝汽器的最佳背压定义为:当增加循环水量使汽轮机电 功率的增加值与循环水泵的耗电量的增加值之间的差值达 到最大时所对应的真空称为最佳真空 [3,4] 在运行中汽轮机背压高低对机组出力影响很大,凝汽器背压降低,机组功率就会增加;反之,凝汽器背压增加,机组 功率就会减小。在运行中,机组负荷、冷却水温度和循环水 流量决定了机组运行背压。在机组负荷和冷却水温一定的 条件下,凝汽器压力随循环水流量的改变而改变,而循环水 流量的变化直接影响到循环水泵的耗功。循环水流量增加, 机组背压减小,机组出力增加,但循环水泵的耗功也同时增 加,当循环水流量增加太多时,因循环水泵的耗功增加而将 机组出力的增加值抵消。因此,凝汽器保持在最经济压力下 运行就显的很重要;理论上推导出最佳背压公式,为以后的 机组运行作为参考。 针对国产 600 MW 汽轮机组对双压凝汽器作如下假设: 作者简介:张艾萍(1968-) ,男,博士,教授,主要研究方向为热力设备状态监测、热经济性诊断。 ri ηri可以近似为定值0. kg。最佳背压是以机组功率、冷却水进口温度和冷却水流量 为变量的目标函数;首先,在推导的过程中只考虑以循环冷 却水的流量为自变量,其它因素不变;为了方便推导可以取 循环水的进口温度为 w1;在量值上为机组功率的微增量 循环水泵耗功的计算循环水泵是火电厂中耗电量较大的辅机之一,它消耗的 与循环泵耗功微增量 之差最大时的凝汽器压力,公式表电能约占厂总发电量的1% ;其总体耗电功率随着循环水量的变化在数学意义上,当时,循环冷却水流量对应的是分段不连续的变化,为了使耗电量和循环冷却水流量是连 续函数的关系,假设循环水泵是理想的连续可调速的,那么 它的循环泵耗电增量可以表示为: tmp在不同的运行状态下是定值;ηgp 为机组排汽压力,kPa;为原动机效率;ηp 为泵的总效率;η tmp 为传动效率;D w1为循环冷却水的进口温 ;。当背压变化不大时,ηri可近似认为是不变的,一般 。但是当只考虑循环冷却水量对背压的影响时;就简化为以 为自变量的方程式:冷却水流量,kg 电动机的容量富裕系数。变工况前后循环水泵的耗电功率的改变量: gH df 000ηpηgp ηtmp 进一步化简为df 000ηpηgp ηtmp (10) dt 汽轮机功率增量的确定热力学方法是以汽轮机装置的基本热力循环为基础,通 过对背压变化时汽轮机理想循环热效率和相对内效率的修 双压凝汽器是把单压凝汽器并联运行方式改为双压串 联运行方式,根据双压凝汽器的热力特性 [7,10] 理想循环热效率为:个冷却面积和热负荷就是其一半( 为蒸汽在锅炉中的平均吸热热力学温度,K。汽轮发电机组的电功率可以表示为: 分别为循环的理想热效率、汽轮机相对内效率、汽轮发电机组的机械效率和发电机效率;Q 为蒸汽 在锅炉中的吸热量,kJ 可知,当汽轮机背压发生变化时,将引起汽轮机理想循环热效率和汽轮机相对内效率的变化,即 单压和双压凝汽器的示意图双压凝汽器与单压凝汽器中冷却水和蒸汽的温度分布 是不同的,双压和单压凝汽器中冷却水和蒸汽温度沿着冷却表面的分布如图 所示。在冷却水的总吸热量不变的情况下,单压和双压凝汽器的冷却水最终出口温度相同。 张艾萍等:双压凝汽器最佳背压确定方法的研究37 或者: 循环水泵的耗电功率,kW; ηgpηtmp gH分析式(16 双压和单压凝汽器中蒸汽和冷却水温度沿冷却表面的分布 其中,h kg;c为循环冷 确定双压凝汽器高、低压侧的最佳背压将最佳循环水量带入式(18 可分别求出双压凝汽器的低压侧和高压侧的蒸汽温度: 525 187kJ 里冷却水的温升也相同,所以单背压凝汽器和双压凝汽器的冷却循环水量是一样的,即:单压凝汽器的最佳背压对应的 通过对式(15 和式(18)、式(19) 进行分析得出 冷却水量,也是双压凝汽器的最佳背压对应的冷却水量。当汽轮机负荷较高时,可以采用前苏联学者 里雅耶夫提出的凝汽器端差公式:将式(18 分别带入下式就可以分别求出低压凝汽器和高压凝汽器的最佳压力: 10057 66(20 为凝汽器的压力,Pa。 为高低压凝汽器总的冷却面积,m 为循环水的进口温度,;系数 应用实例侧清洁、真空严密性良好的凝汽器取较小值,对于一般通常 的凝汽器则取较大的值 [11,12] 是大于低压凝汽器的冷却水的进口温度 w1,所以 ;单压凝汽器的现在以平圩电厂机组为例说明,有关参数如下: 假设汽 轮机机组在定压下运行,凝汽器总冷却面积为: w1,由式(12) 可以得出:单压凝汽器的 42 000 端差是等于双压凝汽器低压侧的端差;大于双压凝汽器的凝平均吸热热力学温度 641K;高压缸排汽温度:318 ;汽轮发电机组的机械热的过程中,双压凝汽器的冷却水冷却的饱和水的平均温度 效率:ηm 99;发电机效率 98,循环水泵 500kW,单台水泵流量 单背压凝汽器的循环水温升: 为:37 000 从实例可以得出在冷却水进口温度为20 时,最佳循环水量和汽轮机总排汽量成正比例关系;单压凝汽器的最佳背 对于双压凝汽器,低压和高压侧的循环冷却水温升相 同,都是: 压分别大于双压凝汽器高低压侧的最佳背压,这和上面理论 由单压凝汽器改造的串联双压凝汽器,要确定最佳背压,首先要确定最佳背压所对应的循环水量( 最佳循环水 ,而影响最佳循环水量的因素是汽轮机排汽总量,因而不525 需要分开讨论凝汽器高压侧或者低压侧的排汽量。以循环水量为自变量,联立式(2 、式(10)和式 (15 ,可以求得最佳的冷却循环水量(见表 最佳循环水量和汽轮机的总排汽量、蒸汽在锅炉中的吸热量成正比例关系,和循环水泵的电机功率成反比例关系。 最佳循环水量和单双压凝汽器高低压侧最佳背压机组负荷,MW 总排汽量,kg 单压凝汽器最佳背压,MPa双压凝汽器最佳背压,MPa 600 262. 222 66 768. 106 00386 00310,0. 003 84 550 251. 111 61 229. 683 00393 00313,0. 003 92 500 240. 000 55 931. 018 00402 00316,0. 003 98 450 222. 222 47 951. 811 00417 00323,0. 004 16 400 188. 889 34 645. 209 00455 00339,0. 004 53 当冷却水量相等时,双压凝汽器高低压侧冷却效果好于单压凝汽器,主要是单压凝汽器端差和循环冷却水的温 升都分别大于双压凝汽器高低压侧的端差和循环冷却水的 当冷却水的进口温度一定时,随着循环水量增大,单压凝汽器的端差和双压凝汽器低压侧不变,双压凝汽器高压 侧的端差明显增大;单压凝汽器和双压凝汽器高压侧冷却水 温升都减小但是幅度相同,双压凝汽器低压侧冷却水温升减 小幅度最大。 李维特,黄保海.汽轮机变工况热力计算[M]. 北京:中国电 力出版社,2001. 600MW双背压机组运行中最佳背压的研究 和应用[J]. 汽轮机技术,2008,50 436,427. 300MW 机组循环水系统优化运行的 研究[J]. 汽轮机技术,2002,44(6) :345 循环水系统最佳运行条件的确定[J].中国 电机工程学报,1988,8(1) :62 汽轮机原理[M].北京:水利电力出版社,1992. 汽轮机技术,1999,41(4) :31 力工程,2008,29(4) :389 热能动力工程,2004,19(3):302 11.[10] 孙文杰. 600MW 火力发电机组培训教材( 汽轮分册) 京:中国电力出版社,2006.[11] 泵与风机[M].北京:中国电力出版社,2003. [12] 图线显示出了该处圆周上的轴向变形量情况,可以将支承边界的弹性变形考虑在内,更加接近实际。 为了进一步更直观的对两种方法计算结果进行对比, 表示出了隔板体中分面及汽封处的挠度及应力分布规律曲线。可以看出,两种边界条件设定方法的计算 结果有很明显的差别:接触边界条件计算的隔板最大挠度 28938mm,静叶中最大 Von Mises 应力为379. 25 MPa; 而支承边界条件计算的结果分别为 mm、411.69 MPa。此外,隔板的挠度、应力分布并不是对称的 从隔板体中分面及板体汽封处的挠度规律曲线可看出,隔板的变形并不是完全对称的。 隔板槽采用接触分析进行计算,可以看到隔板与隔板槽结合处存在轴向变形。 在数值模拟时,对隔板外环面作轴向位移约束的边界条件设定方法不太合理,会产生较大计算偏差。