空冷汽轮机组运行优化及节能降耗研究

1、空冷汽轮机组运行优化及节能降耗研究二、空冷机组特点1、机组背压高，运行经济性低 通常空冷机组背压是湿冷机组的2倍以上： 空冷机组设计背压12kPa以上； 湿冷机组设计背压4.9kPa以上。 空冷机组夏季设计背压28kPa以上； 湿冷机组夏季设计背压11.8kPa以上。 2、机组运行背压范围大 运行背压范围从冬季的8kPa，到夏季的30kPa以上。 3、运行性能受环境影响大 冬季要防冻； 夏季环境温度高、背压高、影响机组出力； 对环境风敏感，背压波动大，影响机组运行安全。 4、直接真空系统容积庞大，真空严密性不易保证 5、空冷汽轮机特点 背压高，排汽参数变化幅度大，末级叶片排汽面积小、叶片短等

2、三、直接空冷机组存在问题1、汽轮机通流效率低，特别是低压缸效率低 某厂300MW直接空冷机组汽轮机缸效率： 高压缸效率82%左右，比设计值低约3个百分点； 中压缸效率90%左右，比设计值低约2个百分点； 低压缸效率88%左右，比设计值低约5个百分点。 机组编号 设计值 1号汽轮机 2号汽轮机 项目 测量值 差值 测量值 差值 单位 % % % 高压缸效率 85.04 81.74 3.3 82.12 2.92 中压缸效率 92.01 89.57 2.44 90.15 1.86 低压缸效率 93.42 88.21 5.21 88.43 4.99 某600MW直接空冷A、B机组汽轮机缸效率： 高压缸

3、效率84%左右，分别比设计值低约3个和4百分点；高压缸效率降低1个百分点，机组发电煤耗增加0.56g/(kW.h) ； 中压缸效率89%左右，分别比设计值低约4个和2个百分点；中压缸效率降低1个百分点，机组发电煤耗增加0.77g/(kW.h)； 低压缸效率87%左右，分别比设计值低约7个和6个百分点；低压缸效率降低1个百分点，将使机组发电煤耗增加1.5g/(kW.h) 。 机组编号 A机组 B机组 项目 设计值测量值差值 设计值测量值差值 单位 % % % % 高压缸效率 87.37 84.02 3.35 88.08 84.27 3.81 中压缸效率 92.78 89.13 3.65 90.9

4、6 88.76 2.2 低压缸效率 93.76 86.71 7.05 93.4 87.8 5.6 2、汽轮机排汽装置汽阻大 某600MW亚临界直接空冷机组排汽装置，在汽轮机THA设计工况下，排汽压力15kPa，低压缸排汽流量1211.86t/h，排汽装置设计汽阻为0.1kPa。 1）汽轮机额定负荷试验工况：机组负荷598.10MW，低压缸排汽压力32.81 kPa，排汽装置出口蒸汽压力32.39 kPa，排汽装置汽阻0.43 kPa。 排汽装置汽阻远远大于设计值（0.1kPa），比设计值高0.33kPa。2）随着功率增加，低压缸排汽 流量增大，排汽装置汽阻增加。3）建议进一步研究排汽装 置阻力

5、与低压缸排汽流量关系，得到阻力系数公式。4）进行联合排汽装置对汽轮机排汽压力影响研究。 试验工况 单位 100%额定负荷 90%额定负荷 80%额定负荷 机组负荷 MW 598.10 561.60 473.38 低压缸排汽压力 kPa 32.81 34.00 19.95 排汽装置出口压力 kPa 32.39 33.59 19.58 排汽装置汽阻 kPa 0.43 0.41 0.36 试验工况 单位 70%额定负荷 60%额定负荷 机组负荷 MW 418.65 361.40 低压缸排汽压力 kPa 13.96 11.39 排汽装置出口压力 kPa 13.62 11.06 排汽装置汽阻 kPa 0

6、.34 0.33 3、真空系统严密性差 直接空冷机组真空容积大，严密性不容易保证。34台机组真空严密性试验，统计结果： 严密性指标大于1000Pa/min，1台，占比2.9%； 严密性指标大于500Pa/min，4台，占比11.8%； 严密性指标大于400Pa/min，8台，占比23.5%； 严密性指标大于300Pa/min，14台，占比41.2%； 严密性指标大于200Pa/min，22台，占比64.7%； 严密性指标小于200Pa/min，12台，占比35.3%； 严密性指标小于100Pa/min，3台，占比8.8%。 在统计的机组中，真空严密性大于200Pa/min，占大多数，达到64.

7、7%。所以，要将真空严密性治理到200Pa/min以下，比较困难。 直接空冷机组真空严密性相对于湿冷机组尤为重要；真空系统严密性差，不但影响机组真空、凝结水溶氧、凝结水过冷度等性能指标，而且严重影响空冷凝汽器的防冻性能。 而空冷机组真空容积大，查漏困难。对一些严密性解决不了的机组，可以采用微正压查漏法。 4、凝结水过冷度和溶氧量大 空冷机组凝结水过冷度比湿冷机组大，实际运行值往往比设计值大。 从测量结果看，过冷度大的超过了设计值1.5，凝结水过冷度大也反映了空冷系统蒸汽侧阻力大。 机组编号 单位 1 2 3 机组容量 MW 600 600 600 机组型式 亚临界 亚临界 超临界 TRL工况设

8、计过冷度 1.04 0.65 0.73 TRL工况实测过冷度 1.78 2.16 0.875 实测与设计值差 0.7 1.5 0.1 直接空冷机组运行时，凝泵出口凝结水含氧量往往比湿冷机组大，有的机组达到了80ppb 以上。主要原因为直接空冷机组真空系统容积大，泄漏空气量大，而抽真空系统不能有效排出系统中空气。 空冷汽轮机排汽阻力大，导致凝结水过冷度比湿冷机组大，影响机组经济性。 5、空冷凝汽器冷却风量小 冷却空气由空冷风机提供，冷却空气量小，冷却能力下降，导致机组背压升高。 由于现场试验中很难直接测量冷却空气流量，所以根据空冷风机功率测量值反映冷却风量。 35台机组，TRL工况风机功率测量结

9、果： 机组编号 单位 1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 机组容量 MW 200 200 200 200 300 300 300 300 300 300 机组型式 超高压 超高压 超高压 超高压 亚临界 亚临界 亚临界 亚临界 亚临界 亚临界 TRL工况设计风机功耗 kW 1702 1702 1702 1702 2547 2547 2185 2185 2224 2224 TRL工况实测风机功耗 kW 1524.99 1509.65 1523.4 1596.37 1984.16 1930.51 1814.87 1736.29 2238.77 2191.15 实测与设计值差 % -10.4

10、-11.3 -10.5 -6.2 -22.1 -24.2 -16.9 -20.5 0.7 -1.5 机组编号 单位 11 12 13 14 15 16 17 18 19 20 机组容量 MW 300 300 330 330 330 330 350 350 600 600 机组型式 亚临界 亚临界 亚临界 亚临界 亚临界 亚临界 超临界 超临界 亚临界 亚临界 TRL工况设计风机功耗 kW 2278 2278 2710 2710 3226 3226 2368.4 2368.4 4163 4163 TRL工况实测风机功耗 kW 2079.95 2085.79 2262.72 2258.48 257

11、7.86 2606.54 2781.11 2778.799 3498.89 3440.4 实测与设计值差 % -8.7 -8.4 -16.5 -16.7 -20.1 -19.2 17.4 17.3 -16.0 -17.4 机组编号 单位 21 22 23 24 25 26 27 28 29 30 机组容量 MW 600 600 600 600 600 600 600 600 600 600 机组型式 亚临界 亚临界 亚临界 亚临界 亚临界 亚临界 亚临界 亚临界 亚临界 亚临界 TRL工况设计风机功耗 kW 4445 4445 4445 4445 3974 3974 5649 5649 519

12、1 5191 TRL工况实测风机功耗 kW 4554.32 4163.71 4219.1 4414.88 4502.93 4282.24 4776.53 4659.58 5263.71 5138.91 实测与设计值差 % 2.5 -6.3 -5.1 -0.7 13.3 7.8 -15.4 -17.5 1.4 -1.0 根据测量结果，35台机组中，TRL工况风机功率（冷却风量）：达到或超过设计值的8台，占比22.9%；比设计值小5%以内的6台，占比17.1%；比设计值小5%至10%的6台，占比17.1%；比设计值小10%至20%的11台，占比31.4%；比设计值小20%以上的4台，占比11.4%

13、；比设计值小5%以上的21台，占比60%。 所以，空冷系统实际运行中，大部分机组冷却风量低于设计值，导致机组运行背压高。冷却风量的主要原因： 1）风机叶片安装角度小于设计角度； 2）风机性能没达到设计性能； 3）空气系统阻力大。机组编号 单位 31 32 33 34 35 机组容量 MW 600 600 600 600 600 机组型式 亚临界 超临界 超临界 超临界 超临界 TRL工况设计风机功耗 kW 6801 4530 4530 3335 3335 TRL工况实测风机功耗 kW 6294.7 4478.45 4531.81 3290.97 3210.8 实测与设计值差 % -7.4 -1

14、.1 0.0 -1.3 -3.7 四、直接空冷系统运行性能 影响直接空冷系统运行性能的因素比较多，机理复杂。下表统计了35台机组的空冷系统性能考核试验结果，与设计性能进行比较。 空冷系统性能考核试验具有一定的试验条件，是完全在设计条件下的试验结果，如在环境温度、环境风速、热负荷、冷却风量、散热器清洁等均与设计条件相同，可以反映设备及系统的运行性能与设计性能差距，以便设计人员改进设计。35台机组中，TRL工况汽轮机背压设计值和考核结果：机组编号 单位 1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 机组容量 MW 200 200 200 200 300 300 300 300 300 300 机组型式

15、 超高压 超高压 超高压 超高压 亚临界 亚临界 亚临界 亚临界 亚临界 亚临界 TRL工况设计背压 kPa 34 34 34 34 32 32 32 32 30 30 TRL工况背压考核结果 kPa 40.735 37.983 34 33.557 31.24 31.92 47.486 31.825 30.761 33.41 考核结果与设计值差 kPa 6.735 3.983 0 -0.443 -0.76 -0.08 15.486 -0.175 0.761 3.41 机组编号 单位 11 12 13 14 15 16 17 18 19 20 机组容量 MW 300 300 330 330 33

16、0 330 350 350 600 600 机组型式 亚临界 亚临界 亚临界 亚临界 亚临界 亚临界 超临界 超临界 亚临界 亚临界 TRL工况设计背压 kPa 32 32 31 31 34 34 31 31 29.5 29.5 TRL工况背压考核结果 kPa 31.819 30.974 29.66 28.47 40.134 38.57 27.845 30.8 31.665 33.18 考核结果与设计值差 kPa -0.181 -1.026 -1.34 -2.53 6.134 4.57 -3.155 -0.2 2.165 3.68 机组编号 单位 21 22 23 24 25 26 27 28

17、 29 30 机组容量 MW 600 600 600 600 600 600 600 600 600 600 机组型式 亚临界 亚临界 亚临界 亚临界 亚临界 亚临界 亚临界 亚临界 亚临界 亚临界 TRL工况设计背压 kPa 29 29 29 29 31.2 31.2 28.77 28.77 28 28 TRL工况背压考核结果 kPa 29.96 33.8 28.185 28.915 31.07 31.06 26.577 26.875 28.44 30.337 考核结果与设计值差 kPa 0.96 4.8 -0.815 -0.085 -0.13 -0.14 -2.193 -1.895 0.4

18、4 2.337 35台机组中，TRL工况汽轮机背压：达到或优于设计值的22台，占比62.9%；没有达到设计值的13台，占比37.1%， 占三分之一多。而在达到设计值的22台机组中，风机功 耗（冷却风量）小于设计值5%以上13台。如果不进行风机功耗（冷却风量）修正，达不到设计值的机组将达到26台，占比74.3%，大多数机组运行达不到设计性能。导致空冷系统运行性能低的主要原因：1）散热器传热系数低于设计值；2）迎面风速低；3）安装、施工质量问题，空冷岛漏风率大；4）空冷岛清洗系统存在问题，空气侧表面清洗不干净。机组编号 单位 31 32 33 34 35 机组容量 MW 600 600 600 6

19、00 600 机组型式 亚临界 超临界 超临界 超临界 超临界 TRL工况设计背压 kPa 30 27.4 27.4 29 29 TRL工况背压考核结果 kPa 29.31 25.788 27.333 28.84 28.858 考核结果与设计值差 kPa -0.69 -1.612 -0.067 -0.16 -0.142 五 影响空冷汽轮机组运行经济性因素l 1 汽轮机本体 （缸效率低、漏汽量大） l 2 汽轮机辅机 （效率低、耗电量大） l 3 热力系统性能 （给水温度低、端差大） l 4 空冷系统运行性能低（背压高） l 5 运行参数（运行参数偏离设计值、减温水投入量大、单阀运行） l 6

20、汽轮机运行方式 l 7 空冷系统运行方式 各因素对空冷汽轮机组运行经济性的定量影响见下表： 项目 参数变化 单位 变化量 对热耗率的影响(kJ/(kW.h) 铭牌功率 / / / 300MW 600MW 600MW 620MW 660MW 进汽参数 / / / 亚临界 亚临界 亚临界 超临界 超临界 给水泵型式 / / / 电动给水泵 汽动给水泵 电动给水泵 汽动给水泵 电动给水泵 高压缸效率 减小 % 1 15.85 15.71 15.31 16.50 14.60 中压缸效率 减小 % 1 23.81 20.73 21.19 22.67 18.87 低压缸效率 减小 % 1 37.87 39

21、.70 38.98 34.99 37.08 主蒸汽压力 降低 MPa 0.1 4.25 4.59 4.07 3.60 1.52 主汽温度 降低 1 2.48 2.45 2.55 2.66 2.44 再热温度 降低 1 1.99 2.04 1.79 1.71 2.04 再热器压损 增加 % 1 7.75 8.17 7.86 7.35 6.01 排汽压力 增加 kPa 1 34.58 35.44 32.26 31.97 34.53 凝汽器过冷度 增加 1 2.35 2.67 2.12 2.29 2.35 1号高加上端差 增加 1 2.16 1.57 2.14 1.85 2.41 1号高加下端差 增

22、加 1 0.08 0.09 0.08 0.07 0.03 2号高加上端差 增加 1 1.04 1.09 1.01 0.83 0.52 2号高加下端差增加10.200.100.110.170.093号高加上端差增加10.770.430.430.550.273号高加下端差增加10.340.320.310.340.23项目参数变化单位变化量对热耗率的影响(kJ/(kW.h)铭牌功率/ /300MW600MW600MW620MW660MW进汽参数/ /亚临界亚临界亚临界超临界超临界给水泵型式/ /电动给水泵汽动给水泵电动给水泵汽动给水泵电动给水泵5号低加上端差增加11.511.630.751.531.

23、405号低加下端差增加10.020.040.090.030.046号低加上端差增加10.800.991.530.900.876号低加下端差增加10.060.080.180.070.067号低加上端差增加10.941.061.610.980.867号低加下端差增加10.300.380.340.310.351号高加危疏增加t/h11.660.860.820.880.802号高加危疏增加t/h11.000.610.550.540.533号高加危疏增加t/h10.710.440.400.400.405号低加危疏增加t/h10.220.140.130.110.126号低加危疏增加t/h10.140.08

24、0.050.070.08过减水增加t/h10.300.110.140.120.12再减水增加t/h11.820.860.890.900.83小机进汽量增加t/h1/2.92/2.65/高压轴封至中压缸漏量增加t/h12.111.051.031.171.05 对空冷汽轮机组运行经济性影响最大的因素为：低压缸效率背压中压缸效率 高压缸效率 对300MW、600MW等级亚临界、超临界机组，采用电动给水泵或汽动给水泵： l 低压缸效率下降1个百分点，机组热耗增加38 kJ/(kW.h)左右； l 背压增加1kPa，机组热耗增加34 kJ/(kW.h)左右； l 中压缸效率下降1个百分点，机组热耗增加2

25、0kJ/(kW.h)左右； l 高压缸效率下降1个百分点，机组热耗增加16kJ/(kW.h)左右。 影响最大的因素是运行真空和缸效率。 影响汽轮机缸效率和经济性的主要原因与湿冷汽轮机基本相同： 汽轮机热耗率实际运行达不到设计值 通流间隙偏大，漏汽量大 汽封磨损，漏汽量大（高、中缸上、下缸温差大，汽缸变形；运行控制不当，轴系振动大；汽轮机进水转子碰磨等） 轴封漏汽量大 进汽导管密封差，引起泄漏 调节级叶顶间隙大、汽封齿少，调节级效率低 调节级喷嘴组损伤 平衡盘漏汽量大 低压进汽导流板损坏 低压缸工艺孔漏汽量，抽汽温度高 通流部分结垢（抽汽口压力、轴向位移、汽水品质） 叶片损伤（叶片损坏、叶片水蚀

26、） 调节汽门重叠度过大 蒸汽管道滤网未拆除 单阀运行六 直接空冷机组运行优化1、汽轮机运行优化试验 汽轮机组实际运行中，由于汽轮机本体及回热系统、冷端系统偏离设计值，需要以试验来确定实际运行的最优参数。机组在某负荷下，随着主汽压力降低，进汽调门开度增大，节流损失减小，高压缸效率提高，然而循环效率降低；反之，节流损失增大，高压缸效率下降，循环效率提高。 因此存在最佳主汽压力，使得机组热经济性最佳。所以空冷汽轮机运行优化试验是机组在一定负荷、一定排汽压力下，确定最佳主汽压力或者阀位。汽轮机运行参数优化试验中，以顺序阀运行方式进行试验，为了确定不同主汽压力对机组运行经济性的影响，运行参数优化计算时，

27、不对主汽压力进行修正，只修正主汽温度、再热温度、再热压损和汽轮机背压，然后比较不同主汽压力下机组运行经济性能。 汽轮机优化运行试验，首先通过试验确定最佳滑压点。 对于某600MW机组，根据试验结果，在510MW及以上负荷时，以额定主汽压力运行，机组经济性较高；510MW以下负荷时，为了减小阀门节流损失，主汽阀尽量开大，补汽阀关闭，机组运行经济性高。各负荷点运行优化试验结果见下表及下图。 工况 360MW 420MW 480MW 510MW 540MW 机组负荷 363.78 423.79 487.24 532.42 550.64 排汽压力 8.01 8.21 8.81 15.04 11.95

28、最佳主汽压力 10.716 12.558 14.601 16.608 16.567 最佳进汽开度 258% 20% 258% 20% 254% 20% 254% 20% 256% 20% 试验热耗 8511.39 8262.21 8192.19 8304.91 8186.18 试验供电煤耗 342.51 335.21 332.15 338.76 331.54 修正后热耗率 8810.25 8544.89 8457.3 8362.49 8355.32 修正供电煤耗 355.68 346.2 342.95 341.1 338.39 优化主汽压力 10.716 12.558 14.601 16.7

29、16.7 经过运行优化后的供电煤耗与原运行供电煤耗相比，普遍降低1至2 g/(kW.h)，节能效果明显汽轮机运行优化后机组供电煤耗 值得注意的是，空冷汽轮机组实际运行中，汽轮机排汽压力随着功率、季节等变化而改变。对于湿冷机组排汽压力变化范围约为4kPa至12kPa；空冷机组排汽压力变化范围更大，约为8 kPa至35kPa。 当排汽压力发生变化，最优定滑压运行参数发生改变，运行优化试验结果已不再适应新的排汽压力。 如某600MW超临界机组汽轮机，相同负荷、不同排汽压力下，最佳主汽压力及临界点负荷的变化见下图。 同一最优主汽压力，当排汽压力变化后，对应不同负荷；即同一负荷下，不同排汽压力，存在不同

30、的最优主汽压力。 相同负荷下，随着排汽压力增加，最佳主汽压力提高；且随着排汽压力增加，定滑压临界点负荷减小。不同排汽压力下最优定滑压曲线 不同排汽压力下最优定滑压临界点 建议根据优化试验的不同负荷下最优主汽压力的阀位运行。只要在某一负荷，根据试验结果确定了最优主汽压力的阀位，固定阀位后，随着排汽压力增大，主汽压力肯定要提高，随着排汽压力降低，主汽压力肯定要减小。当主汽压力到达额定主汽压力时就自然确定了滑压点，如果达到额定主汽压力，负荷还不满足，则开大汽轮机进汽调整门，在额定主汽压力下满足负荷要求。 2、直接空冷系统运行优化试验 直接空冷机组采用机械通风手段强制冷却汽轮机排汽，维持一定排汽压力，

31、在某一负荷，在环境温度一定的情况下，汽轮机进汽量不变时，提高空冷风机频率(功率增加)，机组背压下降，汽轮机出力增加，机组热耗下降，同时厂用电增加；相反，减小空冷风机频率(功率降低)，机组背压增加，汽轮机出力下降，机组热耗增加，同时厂用电减小。 对于供电煤耗而言，热耗降低和厂用电增加带来相反的影响。因此存在一个最优空冷风机频率(转速)，在此频率下，供电煤耗最小，机组经济性最佳。即通过优化试验得到不同气温和负荷下风机最佳运行频率f，使机组上网功率增量 N（汽轮机功率的增量与空冷风机耗功增量之差）最大。 热耗率与厂用电率随风机频率变化规律空冷风机最佳运行频率确定 某600MW机组直接空冷系统优化试验

32、研究，试验分别在负荷为540MW、510MW、420MW，不同环境气温和不同风机运行频率下进行。试验结果如下：工况及编号 风机频率 试验负荷 机组背压 环境气温 风机总功率 大气压力 Hz MW kPa kW kPa 540MW 1 40 541.75 27.07 23.62 3533.48 99.25 2 45 542.33 21.9 23.35 4742.16 99.28 3 50 542.47 18.78 23.16 6342.25 99.33 510MW 1 35 509.98 36.12 23.58 2217 98.93 2 47.5 510.1 19.13 23.00 5681 9

33、8.74 3 50 509.99 19.05 24.90 6342.11 99.91 420MW 1 40 420.05 23.37 25.94 3501.08 98.66 2 45 416.13 18.32 26.54 4687.28 98.62 3 50 415.78 16.89 27.24 6452.25 98.63 根据试验数据，可分别得到不同气温和负荷下风机运行频率f和机组上网功率增量 N（机组功率的增量与空冷风机耗功增量之差）之间的关系。 气温23.4、负荷540MW下f- N关系气温23.8、负荷510MW下f- N关系气温26.6、负荷420MW下f- N关系可见，当机组负荷一

34、定时，在某一环境气温下，随着风机频率f的增加，机组上网功率增量 （机组功率的增量与空冷风机耗功增量之差）也在增加，当风机运行频率达到某一值时， N 有最大值，此时机组和直接空冷系统运行匹配方式最优；此状态下得到的风机运行频率f为空冷风机运行最经济频率，经济频率下的机组真空为最佳真空。不同工况下空冷风机最佳运行方式负荷 环境气温 最大上网功率增量 风机最佳频率 MW MW Hz 540 23.4 20.64 50 510 23.8 42.73 48.5 420 26.6 16.74 48.3 根据试验结果得到以下结论：1） 环境气温23.4，机组负荷540MW时，风机最佳运行频率50Hz比风机频

35、率45Hz运行的经济性提高7.33MW，比风机频率40Hz运行的经济性提高20.64MW；2） 环境气温23.8，机组负荷510MW时，风机最佳运行频率48.5Hz比风机频率50Hz的经济性高0.68MW，比35Hz运行的经济性高42.73MW；3） 环境气温26.6，机组负荷420MW时，风机最佳运行频率48.3Hz比风机频率50Hz经济性高0.58MW，比45Hz经济性高2.51MW，比40Hz运行的经济性高16.74MW；4）在环境温度相同（相近）的情况下，负荷降低对应的最佳风机频率降低；负荷增加对应的最佳风机频率提高。3、直接空冷系统冬季防冻运行优化试验 1）冬季运行时，有效利用环境温

36、度低的有利条件，提高机组运行真空，汽轮机排汽压力控制在阻塞背压附近，提高机组运行经济性。2）冬季低温严寒时段空冷系统运行，应投防冻保护自动控制逻辑运行，提高机组运行经济性。如果原自动控制逻辑不能正常运行，可进行防冻优化运行试验，重新确定防冻自动控制逻辑。3）在利用风机反转回暖时，运行人员一定要到现场查看风机反转运行是否存在热风，否则停止回暖。4）加强运行管理，低温时段增加空冷岛巡检次数。 如某机组冬季环境温度在零下20以下，最冷时零下30以下，通过防冻运行优化试验，重新确定防冻自动控制逻辑，使冬季运行背压由18kPa下降到10kPa，取得显著经济效益。4、空冷凝汽器经济清洗 空冷散热器应该合理

37、清洗，清洗次数太多，清洗效果不大，运行费用增加（有的厂在夏季和秋季甚至不间断进行清洗）；清洗间隔太长，影响机组运行真空，运行经济性下降；长时间不进行清洗，还可能导致散热器表面结垢，冲洗不掉的后果，特别是污垢经过雨雪后很容易在散热器表面粘结、结垢。 所以，空冷散热器清洗存在经济、合理、安全的清洗频次及清洗时间间隔。目前，空冷散热器清洗完全依靠运行人员的经验和观察脏污状态决定清洗时间，而正确方法应该根据散热器性能变化状态和运行安全性决定清洗频次及清洗间隔。七 节能降耗措施1、汽轮机本体技术改进 存在的问题：与湿冷汽轮机相同 n 缸效率偏低，缸效率下降速度快n 汽缸上、下缸温差大，汽缸变形n 汽封磨

38、损严重，汽封间隙较大n 各监视段参数高，偏离设计值措施： n 提高空冷汽轮机低压缸、排汽通道的优化设计水平 n 汽轮机通流部分改造n 汽轮机汽封改造与调整n 改进低压缸进汽导流板n 改进进汽导管密封工艺n 高中压内、外缸夹层挡汽环改进等措施2、直接空冷系统设备完善与改进 n 1）提高空冷系统设计水平，提高机组设计性能指标。n 2）空冷凝汽器漏风治理。n 3）检查、调整空冷风机叶片角度，提高冷却风量。n 4）真空严密性治理。 3、直接空冷系统技术改造，提高机组度夏能力 n 电网的用电高峰负荷往往是夏季环境气温高的时间段，由于机组背压较高，使得机组的满发满供成为一个突出的问题。而且夏季高背压情况下

39、，机组经济性下降很多。 目前空冷机组迎峰度夏普遍应用喷淋降温尖峰冷却装置，但该装置主要缺点： n 冷却水喷淋到大气中，不能回收，机组耗水率增大，并且使用除盐水，增加运行成本； n 喷水后冷却空气湿度加大、散热器翅片管表面湿度增加，使空气中的灰尘更容易粘附在散热器翅片管上，造成翅片管赃污程度加大，换热效率下降。 n 目前，也有增加湿冷凝汽器冷却部分汽轮机排汽，减少进入空冷凝汽器的热负荷，提高机组真空。但该方案投资大，耗水量大。 n 应该应用比较先进的板式蒸发凝汽器 l 将空冷凝汽器和冷却塔合二为一，使得传统的水冷和风冷冷却塔的二次冷却换热过程合二为一，结构紧凑； l 由冷凝器（板片式）、水循环系

40、统及空气系统三部分组成； l 主要工作流程：冷却水被循环水泵输送到冷凝器的上方，经喷淋装置均匀布液于冷凝器（冷却管或板）上。乏汽在管内通过，循环冷却水分布均匀流动稳定的液膜绕流于管外，水膜吸热不断蒸发，部分水蒸发为蒸汽，被快速流动的空气带走，从而有效利用水的蒸发潜热，以较少的冷却水冷凝管内乏汽。空气则自下而上与喷淋水形成逆流或者横向流过与喷淋水成交叉流动，从而将冷凝器外受热蒸发的水蒸汽带走，为减少水的吹散损失，在冷凝器与风机之间加装挡水板，以将空气中夹带的水滴分离下来。 1.风机 2. 挡水板 3. 喷嘴 4 换热管束5.循环水泵蒸发式冷凝器结构示意图 相比于传统湿式冷却循环冷却方式及空气冷却方式： 主要依靠冷却水的蒸发潜热来带走热量，改变单相流体利用显热来冷凝乏汽的方式；