徐 正，于喜文

(1.河北省电力勘测设计研究院,石家庄 050031；2.辽宁大唐国际沈东热电有限责任公司,沈阳 210100)

凝汽器冷却管长度优化设计研究

徐 正1，于喜文2

(1.河北省电力勘测设计研究院,石家庄 050031；2.辽宁大唐国际沈东热电有限责任公司,沈阳 210100)

考虑到汽轮机厂对冷却管的设计优化仅是对凝汽器本身的优化，其冷却管长度的选取对整个系统而言可能并不是最优值。采用优化后的冷却塔、循环水泵、凝汽器面积、循环水管道的配置，通过对凝汽器进行热力、水力的详细计算，确定最优的冷却管长度。经过几种方案的比选，某1 000 MW火力发电机组的凝汽器推荐采用长度为13 m冷却管。

凝汽器；冷却管；循环水系统；百万机组；冷端优化

在火力发电厂中，凝汽器又称为冷凝器或复水器，其主要任务是将汽轮机乏汽凝结成凝结水，并在汽轮机低压缸出口建立真空[1]；回收凝结水，保证汽水循环顺利进行；也是凝结水去除氧器之前的预除氧设备；接收运行中的疏水，减少高纯水损失；接收系统的旁路排汽[2]。

凝汽器的要求由设计院提出，详细设计由汽轮机厂完成[3]，但是由汽轮机厂确定的冷却管束的长度，对于机组整体的经济性有影响，汽轮机厂的优化设计并不是从机组整体的经济性上考虑的。

设计院的冷端优化，也只是将凝汽器的面积作为变量，不会对凝汽器内部结构进行优化。

因此，需要研究确定凝汽器冷却管的长度，以提高工程经济性。

1 背景参数及冷端优化的参数

以南方某地的2台1 000 MW超超临界大型燃煤火力发电机组新建工程为例，阐述优化设计的过程。工程的原始气象资料见表1，主机定标资料见表2，优化设计所用的经济性参数见表3[4]。

1.1 环境气象条件

表1 气象条件Table 1 Meteorological conditions

1.2 招标已定主机参数

表2 汽轮机主要参数Table 2 Main parameters for steam turbine

1.3 优化计算中的经济参数

表3 经济性参数Table 3 Economic parameters

1.4 冷端优化后的配置参数

1.4.1 循环水泵参数

循环水泵配置采用扩大单元制运行，运行工况按月进行优化配置循环水泵按变倍率运行。该工程2台机组配置4台循环水泵(配双速电机)，水泵及电机参数如下所示：

流量：Q= 13.94m3/s

扬程：H= 29m

配套电机：P= 5000 kW

电 压：U= 6000 V

1.4.2 冷却塔参数

优化后的冷却塔参数见表4。

表4冷却塔主要参数

Table4Majorparametersforcoolingtower

项目参数有效淋水面积11500m2淋水面直径121.04m淋水填料高度1.75～1.25m,平均高度1.5m冷却塔总高173m供水高度16.2m

2 凝汽器冷却管长度优化方法

凝汽器的热力、水力计算均采用美国HEI的计算方法。

由于考虑的是凝汽器冷却管长的影响，将凝汽器面积作为定值，仅对其运行的经济性进行优化，运行成本的计算方法采用“热耗法”进行比较，凝汽器背压降低带来热耗降低与循环水泵扬程增大带来的热耗增加，综合考虑两者在各月中的影响，并核算成标煤的消耗成本，两者之和最小值为最优方案。由于计算结果的数值较大，为了便于观察结论，采用“相对值法”。

2.1 凝汽器热力计算方法

凝汽器热力计算主要是确定传热系数，进而根据传热系数、循环水量、凝汽量、循环水温度等参数计算凝汽器的背压。而影响凝汽器效果的重要因素是换热系数[5]，根据HEI标准，换热系数与冷却管外径、壁厚、材质、冷却水温度、管内流速有关。即由下式表示[6]：

K=K0×Ft×Fm×Fc

(1)

式中：K为凝汽器的总传热系数，w/(m2·℃)；K0为以冷却管外径和管内流速确定的基本总传热系数，w/(m2·℃)；Ft为冷却水温修正系数；Fm为冷却管材与壁厚的修正系数，采用0.5/0.7的不锈钢管时，取0.9；Fc为清洁系数，根据冷却水水质条件对冷凝器管材的影响，不锈钢管取0.90。

从上式中可以看出，对于已经选定材质及冷却管外径、壁厚的凝汽器来讲，冷却水进水温度及管内流速是影响其换热性能的重要因素。

当然，影响凝汽器效果的因素还有冷却管排管的布置、各个部件尺寸的合理比例，这一部分工作已经有设备厂家进行了优化设计。对于定型的凝汽器主要是凝汽器面积、总传热系数、冷却水量、冷却水温差等参数影响凝汽器的效果。

2.2 凝汽器水力计算方法

凝汽器的水力计算主要是确定凝汽器的水阻，也是确定循环水泵扬程必不可少的参数。当然，凝汽器水力计算中的流速也影响凝汽器的传热系数。凝汽器水阻指循环水从接管入口到接管出口的全程的阻力。冷却水阻主要包含三部分：冷却管内的阻力；水流从水室流入冷却管时的阻力，又称管端阻力；水室入口及水室出口阻力[7]。

(2)

式中：H为凝汽器水阻(总水头损失)，mH2O；LT为冷却管总长度(含管端接口长度及有效换热区长度)，m；VW为冷却管内的流速，m/s；d2为凝汽器冷却管的内径，mm；RE为凝汽器的水室和管端的水阻，mH2O。

2.3 运行成本计算方法

“热耗法”与“微增功率法”均能正确反映技术方案的经济性，而“热耗法”仅考虑“热端和冷端”的热耗，更加接近实际情况，故计算采用热耗法[8]。

÷Q÷η1÷η2×M0

(3)

3 计算结果与分析

计算结果如图1所示。

图1 不同冷却管长对应的的凝汽器流速Fig.1 Flow rates of condensers corresponding todifferent cooling pipes lengths

从图1可以看出，管长越大，凝汽器内水侧的流速越大，主要是当固定了凝汽器面积后，凝汽器管长度增加，对应的是冷却管的根数较少，凝汽器内水侧的过水断面面积也较小，故流速较大。

结合图1和图2可以看出，虽然在7月份凝汽器的流速大，水温高，传热系数大，循环水量大，但背压依然较高。

图2 不同冷却管长对应的的凝汽器背压Fig.2 Back pressures of condensers corresponding todifferent cooling pipes lengths

从图3可以看出，凝汽器水阻的关系基本与水侧冷却管内流速关系一致。

值得说明的是，最大水阻并不是出现在最热月份，而是出现在了5月份。这是因为，水温低时，水的黏性系数较大[9]。

图3 不同冷却管长对应的的凝汽器水阻Fig.3 Water resistance of condensers corresponding todifferent cooling pipes length

为了便于对比技术方案的优劣，将各月的运行费用的相对值列表，如表5所示。表5的主要是以管长13.99 m的方案为基准方案，其他方案与本基准方案做比较(基准方案为被减数，其他方案为减数，差值的代数值越大，说明方案越优)。并根据表5中的数据绘制图4，以便于观察趋势。

表5不同冷却管方案的运行成本对比

Table5Thecomparisonofoperationcostofdifferentcoolingtubeschemes万元

注：表中代数值越大说明方案越优。

图4 不同冷却管长对应的运行成本相对值Fig.4 Relative values of running cost corresponding todifferent cooling pipes lengths

管长11.5 m的凝汽器在7月时的费用多出5.57万元，说明了此时的凝汽器内的流速并非经济流速，由于流速降低的同时带来了水阻降低及换热系数的降低，双向影响机组的经济性[10-15]。

从各月的运行成本来看，冷却管13 m时，各月均为正值。经济性最好。

据此计算的2台1 000 MW机组每年的运行成本，13 m管长比13.99 m管长的凝汽器节约12.69万元/年，12.5 m冷却管长的凝汽器比13.99 m的节约4.68万元/年，而11.5 m方案最差，每年多出运行成本18.32万元。

4 结 论

1) 凝汽器的冷却管长对机组整体的经济性有影响，在优化时应考虑该因素。

2) 当凝汽器面积一定时，冷却管长度通过影响冷却管内的流速对凝汽器的传热系数及水阻造成影响，进而影响机组整体经济性。

3) 凝汽器的最大水阻出现在循环水泵全开，且温度低的月份。

4) 凝汽器的最大流速应综合考虑各月循环水量、环境温度、汽轮机微增功率、循环水泵扬程等影响因素来确定。

[1] 梁娜.基于数据挖掘的火电厂故障诊断研究[D].保定:华北电力大学(河北), 2007.

LIANG Na. The research on the fault diagnosis based on data mining in thermal power plant[D]. Baoding: North China Electric Power University (Heibei), 2007.

[2] 周留坤.不锈钢管在凝汽器改造中的运用[J]. 云南电力技术, 2011, 27(5): 64- 66.

ZHOU Liukun. Application of stainless steel pipe in condenser reconstruction[J]. Yunnan Electric Power, 2011, 27(5): 64-66.

[3] DL/T 5339—2006 火力发电厂水工设计规范[S].

DL/T 5339—2006. Code for hydraulic design of fossil fuel power plants[S].

[4] 徐正,李金海,张景波.机械通风冷却塔在2×1000MW湿冷机组中的应用研究[J].河北工业科技, 2014, 31(1): 5-9.

XU Zheng, LI Jinhai, ZHANG Jingbo. Application of mechanical-draft cooling water in 2×1000 MW wet generator set[J]. Hebei Journal of Industrial Science and Technology, 2014, 31(1): 5-9.

[5] 石友妮.火电机组板式凝汽器的可行性研究[D].北京:华北电力大学(北京), 2009.

SHI Youni. The feasibility study of applying plate condenser in power unit[D]. Beijing: North China Electric Power University (Beijing), 2009.

[6] 曾上将.火力发电机组冷端优化[D].北京:华北电力大学(北京), 2011.

ZENG Shangjiang. Research on cold end optimization of coal-fied power units[D]. Beijing: North China Electric Power University (Beijing), 2010.

[7] 王强.提高凝汽器真空方法及措施的研究[D].北京:华北电力大学(北京), 2004.

WANG Qiang. The research on methods and measures of increasing vacuum of condenser[D]. Beijing: North China Electric Power University (Beijing), 2004.

[8] 西北电力设计院.电力工程水务设计手册[M].北京：中国电力出版社, 2005.

Northwest Electric Power Design Institute. Electric power engineering water affairs design manual[M]. Beijing: China Electric Power Press, 2005.

[9] GB/T 50102—2003工业循环水冷却设计规范[S].

GB/T 50102—2003. Code foe design of cooling for industrial recirculating water[S].

[10] 徐正,肖长志,郑彭,等. 高背压供热机组设计关键技术分析[J].燃料与化工, 2017, 48(3): 56- 59.

XU Zheng, XIAO Changzhi, ZHENG Peng, et al. Analysis on the key technology for design of high back pressure heating unit[J]. Fuel & Chemical Processes, 2017, 48(3): 56-59.

[11] 徐正,张书梅,赵晓利.冷却塔气水比计算研究[J].工业用水与废水, 2014, 45: 52- 70.

XU Zheng, ZHANG Shumei, ZHAO Xiaoli. Research on calculation of air-water ratio for cooling tower[J]. Industrial Water & Wastewater, 2014, 45:52-70.

[12] 陈达,王正勋.凝汽器冷端优化技术与应用研究[J].现代商贸工业, 2012, 24(1): 255- 256.

CHEN Da, WANG Zhengxun. Modern Business Trade Industry, 2012, 24(1): 244-256.

[13] 孙鸿斌,阮亚良.凝汽器循环水系统冷端优化[J].浙江电力, 2009,28(2): 17- 19.

SUN Hongbin, RUAN Yaliang. Steam turbine condenser circulating water system optimization[J]. Zhejiang Electric Power, 2009, 28(2): 17-19.

[14] 赵斌,刘玲,张文兵.汽轮机冷端优化的研究[J].热力透平, 2007, 36(1): 19- 23

ZHAO Bin, LIU Ling, ZHANG Wenbing. Optimization for steam turbine cold end system[J]. Thermal Turbine, 2007, 36(1): 19-23.

[15] 徐正,牛聪,徐妍,等.机械通风冷却塔选型影响因素分析[J].燃料与化工, 2016, 47(1): 64- 66.

XU Zheng, NIU Cong, XU Yan, et al. Analysis on the factors influencing the selection of mechanical ventilating and cooling tower[J]. Fuel & Chemical Processes, 2016, 47(1):64-66.

On optimization design of condenser cooling tube length

XU Zheng1, YU Xiwen2

(1. Hebei Electric Power Design & Research Institute,Shijiazhuang 050031, China;2. Liaoning Datang International Shen Dong thermoelectric Co., Ltd., Shenyang 210100, China)

Considering that the design optimization of the cooling pipe in the steam turbine plant is only the optimization of the condenser itself, the selection of the length of the cooling pipe may not be optimal for the whole system. The optimized cooling tower, circulating water pump, condenser area, circulating water pipe configuration are utilized and the optimal length of the cooling pipe is determined through detailed calculation on thermal and hydraulic of condenser. After comparison for several options, a 1 000 MW thermal power unit condenser is recommended to use 13 m length of cooling tube.

condenser; cooling pipe; circulating water system; million unit; cold end optimization

2017-07-25；

2017-09-20。

徐 正(1981—),男， 高级工程师 ,硕士研究生，研究方向为火力发电厂冷却系统。

TK264.1

A

2095-6843(2017)06-0561-04

(编辑李世杰)