为了节约水资源，缺水地区的火电机组常采用直接空冷冷却方式。由于设计原因，直接空冷机组高温季节运行背压高，夏季高温时段甚至不能带满负荷，降低了机组的运行经济性^[1]。因此，大多数直接空冷机组在夏季高温运行时，对空冷系统散热器表面采用了喷淋降温的办法^{[2, 3, 4]}。但由于喷水量有限，只能起到临时缓解机组运行困难的作用，并不能彻底解决机组背压高问题。某火电厂采取了对空冷凝汽器系统进行增容（即增加换热面积）改造措施，以期降低汽轮机运行背压，提高机组运行经济性^{[5, 6, 7]}。

某火电厂的汽轮机排汽冷凝系统为机械通风直接空冷系统，冷却三角采用了GEA公司设计、制造的双排椭圆翅片管束。机组配置的空冷凝汽器由翅片管束、蒸汽分配管、管束上联箱、集管（管束下联箱）、支撑管束钢构架等结构组成^[8]。

改造前，机组空冷系统散热面积为768 404 m2，空冷岛共配置30 个（6 列，每列5 个）风机冷却单元。每个冷却单元空冷风机电动机的额定功率均为90 kW，其中顺流风机24台，轴功率为58 kW；逆流风机6台，轴功率为53 kW。空冷平台的设计高度为30 m^[8]。直接空冷系统设计保证值见表 1，直接空冷系统示意图如图 1所示。

表1(Table 1)

表 1 直接空冷系统各工况设计保证值

表 1 空冷系统示意图

图1(Figure 1)

图1 空冷系统示意图

本次直接空冷系统增容改造制订了以下方案：

（1） 在原有空冷平台一侧增加1列空冷凝汽器，通过增加空冷换热单元数量，加大凝汽器的换热面积。

（2） 改造时增加5台风机单元（与原有空冷凝汽器每列单元数相同）。增容改造后机组空冷凝汽器冷却单元增加至35个，以7列5排的形式布置。

（3） 新增空冷单元平台高度与原空冷岛平台高度相同；平台挡风墙高度与原空冷岛挡风墙高度相同。

（4） 新增散热器管束为大口径扁平蛇形翅片单排管，基管采用钢敷铝材质、铝翅片。

（5） 新增1列空冷散热器的总散热面积设计计算为139 770 m2。

（6） 风机的调速方式采用变频调速方式。风机能在20％~110％转速范围内调速运行，并且逆流风机可切换至反转运行，顺流风机有防反转的功能。新增风机的自动控制系统与原系统相匹配，所有风机均可以进行同步操作。

（7） 冬季运行时，可保证新增列能够严密隔离。

（8） 运行风机的调节与环境气温、汽轮机排汽背压、凝结水温紧密结合，能够自动调节运行风机台数、转速等，以达到机组净发电出力为最大^{[9, 10, 11]}。

原空冷凝汽器逆流、顺流管束均为双排管型式，翅片管和翅片材质均为碳钢，其他主要参数见表 2^[8]。

表2(Table 2)

表 2 原空冷凝汽器主要设计参数

表 2 原空冷凝汽器主要设计参数

新增散热器逆流、顺流管束均为大口径扁平蛇形翅片单排管，基管均采用钢敷铝材质，翅片材质均为铝，其他主要参数见表 3。

表3(Table 3)

表 3 新增空冷凝汽器主要设计参数

表 3 新增空冷凝汽器主要设计参数

直接空冷系统增容改造前，机组负荷为300MW、空冷风机满频运行时，环境温度对应的背压数据如表 4。

表4(Table 4)

表 4 原直接空冷系统在各环境温度时运行数据

表 4 原直接空冷系统在各环境温度时运行数据

从表 4可见，改造前机组负荷在300 MW，空冷风机运行频率50 Hz，环境温度为14.5 ℃时，汽轮机排汽压力已达24.1 kPa；环境温度30 ℃，空冷风机运行频率53.5 Hz 时，汽轮机排汽压力达到了38.1kPa。对比原空冷系统设计性能夏季TRL工况（见表 1），机组负荷在300 MW、环境温度为30 ℃，风机100％转速运行的情况下，汽轮机设计排汽压力为41.2 kPa，而表 4中机组的运行数据表明，改造前空冷系统的实际运行状态已远远超过了空冷系统的设计性能。

由于该机组空冷系统运行性能逐渐变差，越来越偏离设计要求，因此电厂决定对空冷凝汽器系统进行增容改造，以降低汽轮机运行背压，提高机组经济性。

直接空冷系统增容改造后，机组负荷为300MW，空冷风机100％转速运行时，对应的环境温度与背压等数据如表 5。

表5(Table 5)

表 5 增容改造后直接空冷系统运行数据

表 5 增容改造后直接空冷系统运行数据

根据汽轮机空冷系统运行数据，机组在300MW负荷下，空冷风机100％转速运行时环境温度与背压的对应关系见图 2。

图2(Figure 2)

图2 300 MW负荷下环境温度与背压关系曲线

分析表 5、图 2可以得知：

（1） 增容改造后机组在夏季（TRL）工况下，功率为300.011 MW、环境温度为28 ℃时，空冷风机功率为2212 kW（所有风机均为100％转速），汽轮机排汽压力为24.3 Pa，比改造前的设计排汽压力（34kPa）降低了9.7 kPa；

（2） 改造后夏季平均工况下，机组功率为300.011 MW、环境温度为22 ℃、空冷风机功率为2256 kW时，汽轮机排汽压力为17.8 kPa（所有风机均为100％转速），比改造前设计排汽压力（24.9kPa）降低了7.1 kPa；

（3） 改造后THA工况下，机组功率为300 MW、环境温度为11.2 ℃、空冷风机功率为2343 kW时，汽轮机排汽压力为9.6 kPa（所有风机均为100％转速），比改造前设计排汽压力（13 kPa）降低了3.4kPa。

由表 1和表 2数据可知，改造后空冷凝汽器总散热面积为908 174.8 m2，比原空冷凝汽器增加了15.39%，更有利于散热，可有效降低空冷机组背压，提高机组经济性。

空冷系统改造后，空冷凝汽器增加了冷却单元，凝汽器散热面积增加后，需注意以下问题。

由于散热面积增加，机组在相同负荷下，每个冷却单元的进汽量比改造前有所减少，使得空冷系统在冬季低温、低负荷运行时的防冻压力加大，改造后需加强空冷凝汽器冬季防冻运行监督管理工作^[12]。进入冬季前，应提前制订空冷系统冬季防冻运行方案，防止空冷凝汽器发生冻结事故。

空冷单元增加后，可能会增加某些辅机（如真空泵）的出力，应加强对空冷系统辅机运行安全的监督检查^[13]。改造前，机组正常运行时，1台真空泵运行可以满足要求；改造后，由于增加了空冷冷却单元，使真空系统的容积有所增加，如果新增系统的严密性存在问题，机组正常运行时，1台真空泵运行有可能不能满足运行要求^[14]。若投入2台真空泵运行，会增加机组厂用电量，需要开展空冷机组、系统优化运行试验研究工作^{[15, 16]}。

为了改善直接空冷机组运行状态，提高机组高温季节的运行经济性，某电厂对直接空冷机组凝汽器进行了增容改造，增加了散热面积。改造后，机组背压在各种运行工况下均明显降低，提高了空冷系统的度夏能力，改善了机组运行经济性，改造效果明显。