仲昭勇,王麗萍,于湛銘

(1.東北電力大學(xué)能源與動力工程學(xué)院，吉林 吉林 132012；2.華電電力科學(xué)研究院有限公司，遼寧 沈陽 110180;3.國網(wǎng)遼寧省電力有限公司電力科學(xué)研究院,遼寧 沈陽 110006)

目前，國內(nèi)300 MW及以上機組大多采用的是汽動給水泵[1-3]。其中，以四級抽汽作為小汽輪機的進汽源，以二級抽汽作為備用汽源居多[4-7]。這種方式看似合理，但也會帶來在低負(fù)荷時采取機組切換至二級抽汽，以至于由于壓力過高不得已采用節(jié)流方法而導(dǎo)致一部分能量損失，在高低壓汽源切換時很容易造成對小汽輪機的熱沖擊而影響其安全性。為避免這些情況出現(xiàn)，可在小汽輪機前加裝壓力匹配器，以解決上述出現(xiàn)的問題。

1 壓力匹配器工作原理

壓力匹配器由接受室、噴嘴、混合室和擴散器四部分組成。工作蒸汽通過增大噴射速度提高壓力，在接受室形成一定的低壓區(qū)來吸入引射蒸汽。工作蒸汽和引射蒸汽進入混合室不斷進行動量和能量交換，逐漸形成一股混合蒸汽，混合蒸汽進入擴散器中，其速度下降、壓力升高。

2 小汽輪機前加裝壓力匹配器

本文對某N300-16.7/537/537型單軸、高中壓合缸的凝汽式汽輪機進行分析，由于該機組在30%～90%額定負(fù)荷之間采用滑壓運行方式，故這里選取其中7個負(fù)荷點進行研究。根據(jù)表1[8]所示的機組額定工況下各級抽汽參數(shù)，并采用弗留格爾公式[8]計算得出機組在滑壓運行時各級抽汽參數(shù)如表2所示。

表1 額定工況下主汽輪機各級抽汽參數(shù)

表2 滑壓運行時主機的各級抽汽壓力

作為驅(qū)動給水泵的TGQ06/7-1型小汽輪機，其額定進汽壓力為0.795 MPa。由表2可知，當(dāng)機組負(fù)荷降至90%及以下負(fù)荷時，四級抽汽壓力小于小汽輪機的額定進汽壓力。根據(jù)加裝壓力匹配器方案，這里可采用高于四級抽汽壓力的蒸汽來引射四級抽汽，以得到滿足小汽輪機進汽壓力要求的混合蒸汽。從表2還可以看出，當(dāng)機組負(fù)荷在40%及以下負(fù)荷時，由于三級抽汽壓力已經(jīng)低于小汽輪機的額定進汽壓力，故也無法作為引射氣體使用。經(jīng)過綜合分析，可以確定滿足配置要求的方案有以下3種：新蒸汽引射四級抽汽(方案1)；一級抽汽引射四級抽汽(方案2)；二級抽汽引射四級抽汽(方案3)。

3 壓力匹配器引射系數(shù)確定

根據(jù)壓力匹配器工作原理及過程可知，引射系數(shù)u是壓力匹配器工作特性的一個重要參數(shù)，它表示在一定工況下，單位質(zhì)量工作流體通過噴射器時所能吸收引射流體的量[9-11]，即：

(1)

式中：GP、GH為工作蒸汽和引射蒸汽的質(zhì)量流量，kg/s。

根據(jù)索科洛夫計算方法，引入了折算等熵速度λ、折算質(zhì)量速度q及相對壓力Π，其中：

(2)

(3)

式中：wa、a*為等熵速度和臨界速度，m/s；k為流體的絕熱指數(shù)，對于過熱蒸汽取k=1.3。

(4)

文獻(xiàn)[12]對引射系數(shù)進行了推導(dǎo)，其導(dǎo)出式為

(5)

其中：

K1=φ1φ2φ3

(6)

K2=φ2φ3φ4

(7)

(8)

(9)

式中：φ1、φ2、φ3、φ4分別為工作噴嘴、混合室、擴散器和混合室入口的速度系數(shù)，取φ1=0.95，φ2=0.975，φ3=0.9，φ4=0.925；TP、TH為工作流體和引射流體的溫度，℃。

(10)

(11)

當(dāng)在混合室截面上引射流體為臨界速度時，可得該極限狀態(tài)下的u：

(12)

在混合室截面上，流體的速度不可能超過臨界速度，因此有λC3≤1。首先設(shè)定λC3的值，然后根據(jù)式(3)求得qC3，把qC3帶入式(12)可求得λC3對應(yīng)的最大引射系數(shù)：

(13)

當(dāng)給定λC3時，求解引射系數(shù)具體過程如下：取u=(uΠP)2，并根據(jù)式(13)求得qH2的值，利用式(3)和式(4)可得到對應(yīng)的λH2及ΠH2，根據(jù)式(5)求得u值，當(dāng)求出的u>(uΠP)2時取u=(uΠP)2，當(dāng)u<(uΠP)2時則把求得的u值作為設(shè)定值，按以上步驟重復(fù)計算，直至設(shè)定值與求解值相吻合為止。

根據(jù)壓力匹配器引射系數(shù)的計算方法和過程，可計算得出3種配汽方案下壓力匹配器可達(dá)到的引射系數(shù)如表3所示，并結(jié)合表2各抽汽點壓力可知，當(dāng)機組在30%負(fù)荷且采用方案3的配汽方式下，由于工作抽汽壓力太小，無法通過匹配器來引射流體。

表3 不同負(fù)荷下3種方案壓力匹配器可達(dá)到的引射比

4 加裝壓力匹配器后小汽輪機進汽量計算

采用小汽輪機直接驅(qū)動給水泵，故給水泵的軸功率即為小汽輪機的內(nèi)功率。根據(jù)小汽輪機內(nèi)功率計算公式[13]，可得小汽輪機所需的進汽量：

(14)

式中：W為給水泵軸功率，kW；ηi、ηm為小汽輪機的內(nèi)效率和機械效率，分別取0.8和0.9；hc為小汽輪機的進汽焓(即匹配器混合蒸汽焓)，kJ/kg；h為小汽輪機排汽焓，這里取2 374.5 kJ/kg。

在引射系數(shù)u一定的條件下，匹配器出口混合蒸汽焓可根據(jù)能量守恒原理來確定：

(15)

式中：hP、hH、hC為匹配器前的工作蒸汽、引射蒸汽和匹配器出口混合蒸汽焓，kJ/kg。

在式(14)中，首先根據(jù)文獻(xiàn)[14-15]的計算方法得出主機滑壓運行下，鍋爐給水泵的軸功率如表4所示，根據(jù)表2查得各級抽汽的焓值如表5所示，以及由表3、式(15)可求得對應(yīng)小汽輪機的進汽焓結(jié)果如表6所示。最后求得的小汽輪機所需總進汽量如表7所示，可知在相同負(fù)荷下，滿足小汽輪機正常運行條件下，方案1所耗蒸汽量最少。

表4 機組滑壓運行時鍋爐給水泵軸功率計算

表5 機組滑壓運行時各級抽汽焓

表6 機組滑壓運行時壓力匹配器出口混合蒸汽焓

表7 機組滑壓運行時小汽輪機所需總進汽量

為了確定壓力匹配器工作蒸汽量和引射蒸汽量，根據(jù)其進出口蒸汽量平衡關(guān)系可有：

G=GH+GP

(16)

結(jié)合式(1)及表3關(guān)于引射系數(shù)的計算結(jié)果和式(16)可求得在滑壓運行下不同方案對應(yīng)的工作蒸汽和引射蒸汽的抽汽量，結(jié)果如表8所示。從表8還可看出，當(dāng)機組在30%負(fù)荷時，方案3配汽方式下GH的值為0，這是由于二級抽汽壓力太小無法引射四級抽汽所致，只能直接采用二級抽汽作為小汽輪機的驅(qū)動力。

表8 滑壓運行時不同方案下壓力匹配器所需抽汽量

5 加裝壓力匹配器前后小汽輪機熱力系統(tǒng)能耗分析

小汽輪機前是否加裝壓力匹配器，可能對主機抽汽的能耗帶來一定影響，即在加裝壓力匹配器前后，由于采用新蒸汽、一級抽汽、二級抽汽分別直接作為小汽輪機的汽源，以及作為工作蒸汽分別引射低壓蒸汽所帶來的能耗不同：

WH=GH(hH-h′)

(17)

WH+P=GH(hH-h′)+GP(hp-h′)

(18)

式中：h′為主汽輪機排汽焓，取2 340.7 kJ/kg。

為了便于直觀比較，現(xiàn)將式(17)和式(18)關(guān)于小汽輪機在不同工況下的能耗計算結(jié)果繪以曲線圖表達(dá)。圖1給出了在加裝壓力匹配器前，分別利用新蒸汽、一級或二級抽汽單獨供小汽輪機工作時蒸汽的能耗情況。可知，新蒸汽的能耗最多，一級抽汽次之，二級抽汽最少。造成這一結(jié)果的原因是前者的溫度和壓力均大于后者，由此所帶來的減溫減壓損失也較多，且機組負(fù)荷越大差距也越大。從另一個角度看，圖2—圖4分別給出了在加裝匹配器后的3種方案中，采用不同高壓抽汽引射四級抽汽，與不進行引射而僅靠同一對應(yīng)的高壓抽汽單獨驅(qū)動的能耗比較，一般前者比后者可節(jié)能10%～15%。這充分說明，加裝匹配器后會使四級抽汽這部分低品質(zhì)能量得到充分利用。此外，圖5給出了加裝匹配器后的3種方案比較結(jié)果?？梢钥闯?，無論負(fù)荷多大，3種方案中彼此之間的能耗都無明顯差異，這說明在同一機組負(fù)荷下，無論采用哪種方案，進入小汽輪機的混合蒸汽能量都是相同的，只是采用的工作蒸汽壓力越高其引射系數(shù)越大，相對引射蒸汽的比例越小。

圖1 加裝匹配器前各級抽汽耗功量

圖2 加裝匹配器前后小汽輪機耗功量(方案1)

圖3 加裝匹配器前后小汽輪機耗功量(方案2)

圖4 加裝匹配器前后小汽輪機耗功量(方案3)

圖5 加裝壓力匹配器后多方案下小汽輪機能耗比較

6 結(jié)束語

提出在小汽輪機前加裝壓力匹配器方案，并通過熱力學(xué)分析給出了確定壓力匹配器引射系數(shù)及其出口混合蒸汽量和參數(shù)的計算方法，以采用滑壓運行的某300 MW機組為例進行了加裝壓力匹配器前后小汽輪機的熱力系統(tǒng)能耗比較，得出在加裝匹配器后該系統(tǒng)更具有良好的節(jié)能效果。同時也可得出，無論主機負(fù)荷大小，3種配汽方案中彼此之間的能耗無明顯差異，可為同類機組提供參考。