郭民臣，纪执琴，安广然，李安生

（华北电力大学能源动力与机械工程学院，北京 102206）

引 言

空冷机组由于节水效果好，在我国“富煤缺水”的三北地区得到了广泛应用[1-4]。与同容量的湿冷机组相比，空冷机组冷端节水量通常可达97%以上，可以节约全厂用水的2/3[5]。到2015年，全国空冷机组将达百座，总容量约为100 GW，将占火电装机容量的12%[6]。

空气温度是影响空冷机组冷却能力的重要因素。在夏季高温时段，机组背压可高达 45～50 kPa[7]，使机组实际出力低于设计值，并导致机组的热经济性严重下降，甚至影响机组的运行安全，因此在夏季工况最大程度地降低汽轮机背压是保证空冷机组出力和降低能耗的重要手段。干-湿冷却系统可以解决夏季空冷系统冷却容量不足的问题，按系统结构可分为合建式的干-湿冷却塔和分建式的干-湿冷却系统。

针对空冷机组与干-湿冷却系统结合的问题，国内外学者做了很多研究。金生祥等[8]提出了将尖峰冷却器、蒸发冷却器和热泵作为辅助冷却设备与空冷机组结合以降低夏季背压；Barigozzi等[9]对湿冷塔与热电联产机组相结合的系统进行了模拟，分析了环境温度、风机负荷变化等对机组出力的影响；Phelps[10]设计了一种干-湿联合冷却塔，分析了该塔的节水性能；崔传涛[11]开展了干-湿冷却塔塔型的优化计算；张炳文等[12]对干-湿冷却塔进行了设计及节水量的计算；Rezaei等[13]开展了干-湿冷却塔的仿真模拟，对其可行性和节水量进行了研究。以往研究结果表明，干-湿联合冷却既能实现节水目标，又能明显提高机组的热经济性。

目前关于干-湿冷却塔设计的研究较多[14-15]，而分建式干-湿冷却系统的理论研究较少[16]，因此，本研究针对分建式干-湿冷却系统探讨了该系统的运行方式，建立了热经济性分析模型，并揭示了主蒸汽流量和湿冷凝汽量对机组背压和热经济性的影响规律。为了满足用电需求的快速增长以及“节能减排”的目标，北方很多电厂“压小上大”建立空冷机组，但是存在未达到废弃年限的湿冷塔，如果将这些湿冷塔和空冷机组结合，组成干-湿冷却系统，不仅能降低夏季运行工况背压，提高机组的出力和热经济性，实现节水和节能的双重目标，同时也可充分提高设备利用率。

1 干-湿冷却系统及其运行方式

本研究的分建式干-湿冷却系统如图1所示，在直接空冷机组冷端增加一个由表面式凝汽器和湿冷塔组成的湿冷却系统，将汽轮机排汽量Dc分流Dc2进入表面式凝汽器，与湿冷系统的循环冷却水进行换热，其余排汽Dc1进入直接空冷系统；空冷凝汽器与表面式凝汽器的压力相等，两部分凝结水在热井汇合，经凝结水泵进入末级低压加热器。由于进入空冷塔的蒸汽量减少，机组背压降低。与完全采用湿冷相比，该系统可以减少冷却系统耗水量；与完全采用空冷相比，可以有效降低机组能耗，提高出力。

图1 干-湿冷却系统Fig.1 Schematic diagram of wet-dry hybrid cooling system

当环境温度较低时，汽轮机排汽全部进入空冷塔冷凝，达到节水目的。对于供暖季节，还可以提高机组背压，使部分或全部排汽进入表面式凝汽器，加热循环水，循环水向热用户供热，充分利用冷源热量用于供热，提高能源的综合利用效率和电厂效益。

2 计算模型

夏季环境温度较高时，空冷机组冷却能力不足，无法保证机组在安全背压范围内运行，机组被迫降负荷运行，热经济性也随之降低。在干-湿冷却系统中，通过湿冷系统冷却部分排汽补偿原空冷系统的冷却能力，最终使空冷机组夏季能够带满负荷运行，并提高机组的热经济性。在干-湿冷却系统中主蒸汽流量D0与进入表面式凝汽器的排汽分流量Dc2（湿冷凝汽量）变化将影响机组的背压和出力，因此首先确定机组运行背压与D0和Dc2的关系。

凝结水饱和温度的确定是开展热经济性分析的基础，视空冷凝汽器和表面式水冷凝汽器内凝结水温度和排汽压力相等。由于空冷风机群运行工况不变，基于η-NTU法[2]可得空冷凝汽器中水的饱和温度为

空冷凝汽器的传热单元数NTU为

湿冷系统的采用降低了汽轮机的排汽压力，进而导致凝结水温度降低，因此压力最低一级回热器的凝结水进口温度降低，其给水焓升和抽汽量将发生变化，本研究视该级加热器的抽汽压力和上端差均不变化，则最后一级低压加热器的给水焓升为

火电机组热力系统中主蒸汽量或某一级抽汽量的变化会影响各级或相邻级的抽汽量发生变化，为了方便计算各级抽汽量本研究采用热力系统矩阵热平衡方程式[17]

当没有锅炉排污等其他汽水损失时，汽轮机的排汽量、主蒸汽流量和各级抽汽量之间的关系为

其中，定义排汽分流比例为

汽轮机的发电功率为

风机的耗功为

循环水泵耗功[18]为

式中tw1由环境湿球温度确定，δ取4℃。

冷却塔蒸发水量[19]为

式中k与冷却塔进塔空气干球温度有关，取0.00155℃−1。

机组的净功率为

汽轮机的热耗为

汽轮发电机组绝对电效率为

机组热耗为

机组热耗率为

发电标准煤耗率为

3 算例分析

3.1 主蒸汽流量、湿冷凝汽量对机组背压和功率的影响

以某电厂 330 MW 直接空冷机组夏季工况为例，分析采用干-湿联合冷却系统后的热经济性。由于实际运行中空冷凝汽器存在积灰等问题，传热系数低于设计值[20]，迎面风速也易受环境风和风机运行状态影响，故夏季设计工况下机组运行背压高于设计值，为保证机组运行安全一般采取降负荷运行。该330 MW直接空冷机组夏季工况设计参数见表1，空冷凝汽器夏季工况参数见表2。湿冷系统由表面式凝汽器和自然通风冷却塔组成，循环冷却水入口水温为35℃，端差为4℃，空气湿球温度为30℃。

表1 330 MW空冷机组夏季工况设计参数Table 1 Designation parameters of 330 MW direct air cooling power unit for summer condition

表2 空冷凝汽器夏季工况参数Table 2 Operation parameters of air-cooled condenser for summer condition

湿冷凝气量过大将导致湿冷系统投资成本过高，也会增大耗水量，因此只分析了湿冷凝汽量较小时机组的热经济性。夏季工况下，该330 MW机组在不同湿冷凝汽量下汽轮机背压随主蒸汽流量的变化趋势如图2所示。直接空冷机组不采用干-湿冷却系统时运行背压过高，主蒸汽流量为1100 t·h−1时背压高达52 kPa；采用干-湿冷却系统后，当湿冷凝汽量为140 t·h−1时机组背压可降低到34 kPa，降低了18 kPa，因此采用干-湿冷却系统可以大幅降低机组背压，保证机组安全运行。湿冷凝汽量一定时，随着主蒸汽流量上升，机组排汽量随之增大，由于冷却系统运行工况不变，故机组背压会上升。主蒸汽流量一定时，随着湿冷凝汽量的增大，机组背压下降，而且主蒸汽流量越大背压下降的幅度越大。

图2 凝汽器压力随主蒸汽流量的变化曲线Fig.2 Condensation pressures for various live steam flow rates

不同主蒸汽流量和湿冷凝汽量下汽轮机的发电功率见表 3。湿冷凝汽量不变时，发电功率随主蒸汽流量的增加基本呈线性增大趋势。湿冷凝气量一定时，主蒸汽流量越大，机组发电功率增加越多。当湿冷凝汽量为 100 t·h−1，主蒸汽流量为 1000 t·h−1时汽轮机发电功率增加了1.85 MW，主蒸汽流量为1125 t·h−1时汽轮机发电功率增加了2.14 MW。

表3 不同主蒸汽流量和湿冷凝汽量下的机组发电功率Table 3 Power outputs for various live steam flow rates and exhaust steam flow rates in wet cooling condenser

湿冷系统中循环水泵耗功的变化如图3所示。从图3（a）中可以看出，湿冷凝汽量不变时，循环水泵耗功随主蒸汽流量增大而降低，而且降低幅度减小，这是因为随主蒸汽流量增大机组背压升高，循环冷却水与排汽温差增大，导致循环冷却水的流量降低。从图3（b）中可以看出，在主蒸汽流量不变时，随湿冷凝汽量不断增大循环水泵耗功也逐渐增大，而且呈大幅度上升，这是因为湿冷系统的排汽热负荷随湿冷凝汽量增大而增大，而循环冷却水的流量增幅越来越大，所以循环水泵的耗功增幅变大。主蒸汽流量越大，循环水泵耗功越小，而且随湿冷凝汽量增大降低幅度越明显。

图3 循环水泵耗功变化曲线Fig.3 Circulating pump power consumptions

不同主蒸汽流量下机组采用干-湿冷却系统后机组净功率（考虑空冷系统风机耗功和湿冷系统循环水泵耗功）的增加量随湿冷凝汽量的变化如图 4所示。主蒸汽流量一定时，湿冷凝汽量上升，机组发电功率增加幅度上升，但同时带来循环水泵耗功的增加，因此机组净功率的增加幅度逐渐减缓。随着主蒸汽流量和湿冷凝汽量的增大，机组净功率增加幅度上升，但是在增加机组净功率的同时也要考虑湿冷系统的投资。

图4 机组净功率的增加量随湿冷凝汽量的变化曲线Fig.4 Net power output increments for various wet-cooling condensation steam flow rates

主蒸汽流量为1120 t·h−1时不同环境温度下干-湿冷却系统对空冷机组的影响如图5～图7所示。不同环境温度下凝汽器压力随湿冷凝汽量的变化曲线如图5所示。机组背压随湿冷凝汽量增加而降低，随环境温度升高而升高。环境温度越高，湿冷系统对机组背压的影响越大。当湿冷排汽量从50 t·h−1增加到300 t·h−1时，环境温度为25℃，机组背压从28.86 kPa降低到12.4 kPa，降低了16.46 kPa；环境温度为40℃，机组背压从57.53 kPa降低到27.05 kPa，降低了30.48 kPa。

图5 凝汽器压力随湿冷凝汽量的变化曲线Fig.5 Condensation pressures for various wet-cooling condensation steam flow rates

不同环境温度下循环水泵耗功随湿冷凝汽量的变化如图6所示。湿冷凝汽量较小时，循环水泵耗功基本保持不变。当湿冷凝汽量超过 200 t·h−1时，环境温度越高，循环水泵耗功越小，湿冷凝汽量越大，环境温度对循环水泵的耗功影响越明显。环境温度从45℃降低到25℃时，湿冷凝汽量为50 t·h−1，循环水泵耗功从38.4 kW增大到40.6 kW，增大了2.2 kW；湿冷凝汽量为300 t·h−1，循环水泵耗功从407.3 kW增大到443.8 kW，增大了36.5 kW。因此，在环境温度不是很高时，循环水泵耗功较大，空冷机组不应该采用干-湿冷却系统。

图6 循环水泵耗功随湿冷凝汽量的变化曲线Fig.6 Circulating pump power consumptions for various wet-cooling condensation steam flow rates

图7 机组功率的净增加量随湿冷凝汽量的变化曲线Fig.7 Net power output increments for various wet-cooling condensation steam flow rates

不同环境温度下机组采用干-湿冷却系统后机组净功率（考虑空冷系统风机耗功和湿冷系统循环水泵耗功）的增加量随湿冷凝汽量的变化如图7所示。湿冷凝汽量较小时，环境温度对机组净功率的增加量影响较小。湿冷凝汽量越大，机组净功率的增加量越大。当环境温度升高时，循环水泵耗功和风机耗功减小，汽轮机发电功率也减小，但是循环水泵和风机耗功的减小量小于发电功率的减小量，导致机组净功率降低。随着环境温度的升高，机组净功率的增加量变大。

3.2 机组热经济性分析

主蒸汽流量D0=1120 t·h−1，环境温度为 35.3℃时，330 MW直接空冷机组采用干-湿冷却系统的热经济性比较见表 4。湿冷凝汽量越大，机组的热经济性越好，机组的热耗率和发电标准煤耗率呈线性减少，但是湿冷机组的耗水量也相应增加，增加速率变快，因此在考虑节煤的同时还应注意节水。

当Dc2=175 t·h−1时，机组可达到满负荷运行，机组的热耗率降低了110.9 kJ·(kW·h)−1，发电标准煤耗率降低了4 g·(kW·h)−1。夏季环境温度高于25℃时启用湿冷系统，根据该机组当地气候统计数据，按干-湿冷却系统夏季运行时间2000 h、负荷率80%、标煤价格按每吨700元[8]计算，机组每年可节省标煤2006.4 t，减少燃料费用147.848万元。

4 结 论

表4 机组热经济性对比Table 4 Comparison of thermal economic of power unit

本研究分析了一种干-湿冷却系统，可降低夏季工况空冷机组的背压，并建立了该系统的热经济性分析模型。分析了某330 MW直接空冷机组主蒸汽流量和湿冷凝汽量对机组背压和净功率的影响，计算了330 MW机组采用干-湿冷却系统后的经济性。

（1）机组背压随湿冷凝汽量增加而降低，但降低幅度渐缓；汽轮机发电功率和循环水泵的耗功都随湿冷凝汽量增大而上升，循环水泵耗功上升幅度较大，因此机组净功率增加幅度逐渐变缓。

（2）环境温度越高，湿冷系统对机组背压的影响越大。同一湿冷凝汽量下，环境温度越高，循环水泵耗功和风机耗功越小，机组净功率的增加量变大。因此，空冷机组采用干-湿冷却系统，在环境温度越高时机组的热经济性越高。

（3）在某一主蒸汽流量下选取一个合适的湿冷凝汽量，既能保证机组安全运行，又能提高机组的经济性。当主蒸汽流量为1120 t·h−1、湿冷凝汽量为 175 t·h−1时，分流比例为 24.5%，机组可达到330 MW满负荷运行，而且机组背压为31.9 kPa，在安全背压范围内。

（4）与直接空冷机组相比，机组在夏季采用干-湿冷却系统每年可减少燃料费用 147.848万元，表明采用干-湿冷却系统既可以发挥空冷机组节水的能力又可以提高机组的热经济性，达到高效节能目的。

符 号 说 明

A,AF——分别为空冷凝汽器总传热面积、迎风面积，m2

c——循环冷却水比热容，kJ·(kg·K)−1

cp——空气比热容，kJ·(kg·K)−1

Dc,Dc1,Dc2——分别为汽轮机总排汽量、进入空冷凝汽器凝汽量、进入湿冷凝汽器凝汽量，t·h−1

Dfw——锅炉给水量，t·h−1

Di——各级抽汽量（共z级抽汽），t·h−1

Drh——再热蒸汽量，kg·h−1

Dzf——汽轮机轴封漏汽量，t·h−1

D0——主蒸汽流量，kg·h−1

g——重力加速度，kg·m·s−2

H——循环水泵总扬程，m

hc——凝结水比焓，kJ·kg−1

hfw——给水比焓，kJ·kg−1

hi——第i级抽汽比焓，kJ·kg−1(i=1～z，1～m为再热之前的级数，m+1～z为再热之后的级数)

hs——汽轮机排汽比焓，kJ·kg−1

hw(z−1)——最后一级低压加热器出口给水比焓，kJ·kg−1

h0——主蒸汽比焓，kJ·kg−1

K——空冷凝汽器总传热系数，W·(m2·K)−1

k——蒸发系数，℃−1

NTU——空冷凝汽器传热单元数

Pf,Pf0——分别为实际情况下和最大风量下风机耗功，kW

Pp——循环水泵耗功，kW

Q——冷却塔蒸发水量, t·h−1

qm——循环水泵质量流量，kg·h−1

qv,qv0——分别为实际风量和最大风量，m3·h−1

ta1——空气入口温度，℃

tc——凝结水饱和温度，℃

tw1——循环冷却水入口水温，℃

tw2——循环冷却水出口水温，℃

vNF——空冷凝汽器迎面风速，m·s−1

Wzf——轴封漏气做功不足，kW

x——分流比例，%

δ——冷却端差，℃

η——循环水泵总效率，%

ηb——锅炉效率，%

ηg,ηm——分别为空冷风机的电机效率和机械效率，%

ηp——管道热效率，%

ρa,ρa0,ρa1——分别为空气密度，最大风量下和实际情况下空气密度，kg·m−3

σ——再热蒸汽比焓升，kJ·kg−1

τz——最后一级低压加热器给水焓升，kJ·kg−1

下角标

a——空气

c——凝汽器

f——风机

p——泵

w——水

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