变工况运行

变工况运行（精选3篇）

变工况运行 篇1

0 引言

目前, 关于污水源热泵系统的优化研究大部分都是在额定工况下或单一定工况下进行的, 热泵的制冷 (热) 量和入口水温也都设为定值[1,2,3]。实际上, 随着外界气象参数及室内热源的变化, 冷热源温度和建筑物冷热负荷不断变化, 热泵的运行工况也随着不断的变化, 同时建筑负荷要求系统具有较好的容量控制方式以满足实际需求。按照目前大多数的设计习惯, 热泵系统绝大部分时间都是在部分负荷下运行的[4]。由于不同工况下部件特性及冷热源温度变化等因素的影响, 在单一工况下或标准工况下得到的系统性能最优结构, 不一定能保证全年运行范围内都有较高的运行效率。而以热泵全年运行效率最高为最优化系统结构的评价标准不仅权衡了全年不同工况下运行效率的影响, 也符合节能原理。在建立在热泵系统制冷与供热运行仿真模型基础上, 通过采用约束直接搜索法[5], 研究污水源热泵系统换热面积的最优分配, 实现整个系统的全年运行效率的优化设计。

1 污水源热泵系统性能仿真

根据污水是否直接进入到热泵机组的蒸发器或冷凝器, 污水源热泵系统分为直接式和间接式两种, 鉴于到目前为止, 尚未有新型高效的直接式污水热泵机组, 系统设计时仍采用间接式。污水源热泵间接式系统的数学模型包括六个子模型, 分别是蒸发器模型、冷凝器模型、压缩机模型、热力膨胀阀模型、水泵模型和污水—中介水换热器模型。制冷剂为R134 a。

1.1 蒸发器模型

间接式污水源热泵系统中, 热泵机组采用满液式蒸发器。其模型方程如下。

能量方程

Qe=GR (he, 2-he, 1) =Gece (te, 1-te, 2) (1)

传热方程

Qe=KeFe (LMTD) e (2)

$(L{\rm M}{\rm T}D){}_{\text{e}}=(t{}_{\text{e},1}-t{}_{\text{e},2})/\ln \frac{t{}_{\text{e},1}-t{}_{\text{e}}}{t{}_{\text{e},2}-t{}_{\text{e}}}$ (3)

式中 Qe——蒸发器的换热量, kW;

GR——制冷剂的质量流量, kg/s;

he, 2——气体制冷剂蒸发器出口处焓值, kJ/kg;

he, 1——液体制冷剂蒸发器入口处焓值, kJ/kg;

Ge——进出蒸发器管程液体的质量流量, kg/s;

ce——进出蒸发器管程液体的比热, kJ/ (kg·℃) ;

te, 1, te, 2——进出蒸发器管程液体的进出口温度, ℃;

Ke——蒸发器的换热系数, kW/ (m2·℃) ;

Fe——蒸发器的换热面积, m2;

(LMTD) e——蒸发器的对数平均温差, ℃;

te——蒸发器的蒸发温度, ℃。

1.2 冷凝器模型

机组一般采用卧式壳管式水冷冷凝器 (壳侧为制冷剂) 。其模型方程如下。

能量方程

Qc=GR (hc, 1-hc, 2) =Gccc (tc, 1-tc, 2) (4)

传热方程

Qc=KcFc (LMTD) c (5)

$(L{\rm M}{\rm T}D){}_{\text{c}}=(t{}_{\text{c},2}-t{}_{\text{c},1})/\ln \frac{t{}_{\text{c}}-t{}_{\text{c},1}}{t{}_{\text{c}}-t{}_{\text{c},2}}$ (6)

式中 Qc——冷凝器的换热量, kW;

GR——制冷剂的质量流量, kg/s;

hc, 1, hc, 2——气态制冷剂在冷凝器入、出口处焓值, kJ/kg;

Gc——进出冷凝器管程液体的质量流量, kg/s;

cc——进出冷凝器管程液体的比热, kJ/ (kg·℃) ;

tc, 1, tc, 2——进出冷凝器管程液体的进出口温度, ℃;

Kc——冷凝器的换热系数, kW/ (m2·℃) ;

Fc——冷凝器的换热面积, m2;

(LMTD) c——冷凝器的对数平均温差, ℃;

tc——冷凝器的冷凝温度, ℃。

1.3 压缩机模型[8,9]

GR=ηVVg/3600 v1 (7)

Ne=Gr (h2a-h1) /ηe (8)

h2= (h2a-h1) /ηeηm+h1 (9)

式中 GR——制冷剂的质量流速, kg/s;

ηV——输气系数;

Vg——压缩机的理论排气量, m3/h;

v1——吸气比容, m3/kg;

Ne——压缩机轴功率, kW;

h2a——压缩机等熵压缩的排气焓值, kJ/kg;

h1——压缩机吸气焓值, kJ/kg;

ηe——轴效率;

h2——压缩机排气焓值, kJ/kg;

ηm——机械效率。

1.4 热力膨胀阀模型

制冷剂流过膨胀阀的过程可看作等焓过程, 制冷剂的质量流量为

$G{}_{\text{R}}=C{}_{\text{v}\text{a}\text{l}}\cdot F\cdot \sqrt{\rho {}_{\text{i}\text{n}}\text{Δ}p}$ (10)

式中 GR——制冷剂的质量流速, kg/s;

Cval——膨胀阀的特性参数, 与节流口的形状和大小有关;

F——膨胀阀的节流面积, m2;

ρin——节流阀进口制冷剂密度, kg/m3;

Δp——节流阀前后的压力差, Pa。

1.5 水泵模型

水泵包括一、二级污水泵, 中介水循环水泵, 末端循环水泵。其耗功率模型[10]

${\rm N}{}_{\text{Ρ}}=g\left[\frac{G{}_{\text{w}1}{\rm H}{}_{\text{w}1}}{\eta {}_{\text{w}1}}+\frac{G{}_{\text{w}2}{\rm H}{}_{\text{w}2}}{\eta {}_{\text{w}2}}+\frac{G{}_{\text{z}}{\rm H}{}_{\text{z}}}{\eta {}_{\text{z}}}+\frac{G{}_{\text{m}}{\rm H}{}_{\text{m}}}{\eta {}_{\text{m}}}\right]$ (11)

式中 Np——水泵的总耗功率, kW;

g——重力加速度, m/s2;

Gw1、Gw2、Gz、Gm——分别为污水一、二级水泵、中介水循环水泵和末端循环水泵的质量流量, kg/s;

Hw1、Hw2、Hz、Hm——分别为一、二级污水泵、中介水循环水泵和末端循环水泵扬程, Pa;

ηw1、ηw2、ηz、ηm——分别为一、二级污水泵、中介水循环水泵和末端循环水泵的机械效率。

1.6 污水—中介水换热器模型换热器热量平衡方程

Qw=Gwcw (tw1-tw2) (12)

Qz=Gzcz (tz2-tz1) (13)

Qw=Qz=KhFh (LMTD) hφ (14)

$(L{\rm M}{\rm T}D){}_{\text{h}}=(t{}_{\text{w}1}-t{}_{\text{z}2})/\ln \frac{t{}_{\text{w}1}-t{}_{\text{z}2}}{t{}_{\text{w}2}-t{}_{\text{z}1}}$ (15)

式中 Qw、Qz——污水、中介水换热量, kW;

Gw、Gz——污水、中介水质量流量, kg/s;

tw1、tw2——污水进、出换热器温度, ℃;

tz1、tz2——中介水进、出换热器温度, ℃;

Kh——污水-中介水换热器的换热系数, kW/ (m2·℃) ;

Fh——换热器的换热面积, m2;

(LMTD) h——换热器的对数平均温差, ℃;

φ——温差修正系数, 取φ=0.9。

将蒸发器模型、冷凝器模型、压缩机模型、热力膨胀阀模型、水泵模型和污水—中介水换热器模型结合起来就组成了污水源热泵系统的模型。

2 全年性能优化

以热泵全年的运行效率最高为优化目标来进行系统优化设计, 先设定系统中各部件的参数, 然后根据仿真模型不断的调整各参数得到满足要求的制冷制热量, 得到的热泵系统运行特性与全年负荷要求更匹配, 具有真实客观的舒适性和节能效果。

2.1 优化目标函数

众所周知, 评价热泵系统季节性的参数有制冷性能系数SEER和供热性能系数HSPF[11]。但是考虑到仅用SEER或者HSPF作为目标函数进行系统优化, 不能全面的评价热泵系统全年性能, 选取热泵全年性能系数ACOP (annual coefficient of performance) 为目标函数进行系统优化, ACOP为热泵系统在全年运行中输出的总冷量和总热量之和与系统总能耗 (包括压缩机和所有水泵) 之和的比值, 即

$\begin{array}{l}AC{\rm O}{\rm P}=\frac{{\displaystyle \sum Q}{}_{\text{e},i}\cdot {\rm T}{}_{\text{r},i}+{\displaystyle \sum Q}{}_{\text{c},j}{\rm T}{}_{\text{h},j}}{{\displaystyle \sum W}{}_{\text{r},i}+{\displaystyle \sum W}{}_{\text{h},j}}\\ =\frac{{\displaystyle \sum Q}{}_{\text{e},i}\cdot {\rm T}{}_{\text{r},i}+{\displaystyle \sum Q}{}_{\text{c},j}{\rm T}{}_{\text{h},j}}{{\displaystyle \sum (}{\rm N}{}_{\text{e},i}+{\rm N}{}_{\text{p},i}){\rm T}{}_{\text{r},i}+{\displaystyle \sum (}{\rm N}{}_{\text{e},j}+{\rm N}{}_{\text{p},j}){\rm T}{}_{\text{h},j}}(16)\end{array}$

综上, 本文选择ACOP为系统的优化目标函数。

2.2 优化变量和约束条件

在污水源热泵系统形式确定的前提下, 通过合理的设计蒸发器、冷凝器和污水—中介水换热器的换热面积, 使得蒸发器和冷凝器与压缩机更好的匹配, 污水—中介水换热器既能充分的换取污水中的热量又能与热泵机组的蒸发器和冷凝器相匹配, 从而可以提高整个系统性能。因此本文选取机组蒸发器换热面积Fe、冷凝器换热面积Fc、污水—中介水换热器面积Fh作为优化变量。

约束条件: (1) 制热运行时, 蒸发器出水温度>2℃, 冷凝器出口温度<55℃; (2) 制冷运行时, 蒸发器出口温度>5℃;冷凝器出口温度<40℃。

为简化计算, 设污水流量和中介水流量任意时刻相等, 末端循环水流量根据制冷 (热) 量和进出口温差决定。热泵系统在全年运行中, 通过压缩机的开停控制满足建筑物负荷的动态需求。

由以上分析可知, 此优化过程为一种多变量耦合的有约束非线性规划问题。由于问题的复杂性与非线性, 要求得全局最优解, 尚需要依靠设计者的经验来确定迭代计算的初始值, 并对计算结果的合理性与准确性做出判断。本文采用约束直接搜索法编制程序来寻求目标最优ACOP值。

2.3 建筑的动态负荷

建筑物全年动态负荷是针对室内要求的温湿度条件和逐时变化的室外气象参数, 根据围护结构特性计算全年逐时空调负荷值。本文采用DeST (Designer’s Simulation Toolkit) 软件, 以北京市某污水源建筑为例, 系统冬季设计热负荷400 kW, 夏季设计冷负荷800 kW, 污水系统入口处安装温度计和流速仪测试污水入口温度和流速 (流量) , 并将实测污水温度和流量的时间函数作为优化仿真的水源数据, 冬季最低水温9.3℃, 平均水温12.8℃, 夏季最高水温27.6℃, 平均水温22.4℃。该工程采用污水定流量运行, 冬季污水流量为100 m3/h, 夏季污水流量为150 m3/h。该建筑的主要参数如下:空调面积8 000 m2, 冬季设计参数tn=20℃, φ=50%;夏季室内设计参数tn=26℃, φ=50%;外墙为内抹灰200 mm加气混凝土, 外墙南北面积分别为90 m2和82 m2;窗户为单层5 mm厚玻璃塑钢窗, 南北窗面积分别为25 m2和17 m2, 传热系数5.8 W/m2·℃, 窗内挂中色窗帘;通过门窗缝隙引入新风, 新风渗透量为0.5次/h;室内负荷包括卫生间和厨房设备负荷12 W/m2, 人员全负荷2.8 W/m2, 灯具7.5 W/m2, 灯具的同时使用系数取0.75。

3 算例分析

本文以上述污水源热泵系统为例。机组压缩机采用螺杆式, 满液式蒸发器和冷凝器内换热管采用10 mm铜管, 污水-中介水换热器采用壳管式换热器, 换热管为20 mm铸铁管。表1是机组开停控制下, 不同目标函数值达到最优时相应的系统各换热器的换热面积。其中, EER是标准制冷工况下, 满足建筑物最大冷负荷时, 热泵制冷量与系统总耗功量的比值, 以此为目标函数进行的优化是单一工况优化。以ACOP、HSPF和SEER为目标函数进行的优化属于变工况性能优化。

不难看出, SEER>HSPF, 也就是说夏季的性能系数要优于冬季, 这是由于冬季的蒸发温度更低而冷凝温度更高导致的。ACOP是SEER和HSPF的综合平均值, 所以有HSPF<ACOP<SEER。此外, 由于EER是夏季制冷标况下的性能, 但是夏季大多数制冷工况是优于标准工况的, 因此夏季的平均性能系数要好于标况性能系数, 即有SEER>EER。

3.1 最优面积Fe 、Fc 、Fh

由表1可以看出, 不同目标函数的性能系数峰值对应的系统各换热器的换热面积不同, EER峰值对应的蒸发器面积最小, HSPF峰值对应的蒸发器面积最大, ACOP峰值介于HSPF峰值与SEER峰值之间, 各目标函数峰值对应的污水-中介水换热器的换热面积变化趋势相同, 对应的机组冷凝器面积变化趋势相反。ACOP最优时对应的系统各换热器的换热面积都比相应的系统初始设计面积要小, 蒸发器减少6.5%, 冷凝器减少13.6%, 而污水—中介水换热器减少14.1%。

3.2 年单位建筑面积最小能耗E

定义污水源热泵系统年单位建筑面积能耗值E为在热泵系统一个运行年内, 系统总耗电量 (包括压缩机和所有水泵的耗电量) 与建筑面积的比值。由表1可知, 以ACOP为优化目标得到的E值比系统初始设计得到的E值少2.18 kW·h/m2·y, 与以SEER、HSPF和EER为优化目标相比, E值也是最低, 证明了以ACOP为优化目标得到的最优热泵系统具有更好的节能效果。

实际上, 对于一个确定的年负荷分布, 当热泵形式固定后, 机组换热器面积分配变化时, 由于系统蒸发温度和冷凝温度的变化, 造成热泵机组性能系数的变化。ACOP最优是权衡全年各工况下系统系数大小, 使得大多数工况下系统的蒸发温度高些, 冷凝温度低些, 从而使得全年性能系数最高, 以此作为目标函数不仅能反映外界气象参数变化的影响, 还兼顾了制冷和制热性能, 全面描述了热泵的性能, 符合节能原理。

3.3 气候条件与供冷、供热及全年性能系数的关系

对同样建筑面积的建筑物, 不同的地区由于气候条件的差异, 对应不同的年负荷分布, 全年负荷中冷热负荷所占的比例不同。由式 (18) 可知, 冷负荷越大, ACOP值越接近于SEER值;热负荷比例越大, ACOP值越接近HSPF值。这意味着在系统全年性能系数优化时, 当热泵形式固定后, 为简化计算, 可以根据建筑物所处的地理位置, 采用SEER或HSPF作为优化目标函数来代替ACOP。对我国而言, 东北地区热负荷较大, 冷负荷较小, ACOP更接近于HSPF;相反地, 在南方地区冷负荷较大, 热负荷较小, ACOP更接近于SEER;在华北低区冷热负荷相当。此外, 用于不同气候条件或不同地区的同样建筑面积的热泵系统, 优化得到的最优面积也不相同, 这说明在热泵产品开发过程中, 针对不同的地区或气候应设计不同的产品, 以达到实现更好的节能效果和经济效果。

4 结论

(1) 与变工况优化结果相比, 系统初始设计的年单位建筑面积最小能耗E值最大, EER优化得到的年单位面积能耗E值次之, ACOP为优化目标得到的E值最小。因此, 热泵系统的设计应优先考虑采用变工况优化设计。

(2) 在变工况设计中, 采用热泵全年性能系数ACOP优化设计, 充分权衡了全年各工况下性能系数的影响, 又兼顾了制冷与制热性能, 全面描述了热泵的性能, 更符合节能原理。

(3) 对同样建筑面积的建筑物, 不同的地区由于气候条件的差异, 全年负荷中冷热负荷所占的比例不同, 由此导致的热泵系统最优结构也会有所差异。因此, 在热泵产品的优化设计中应考虑不同地区或者不同气候条件的影响, 并可采用SEER或者HSPF来近似代替ACOP进行优化。

摘要：在污水源热泵系统仿真模型的基础上, 权衡了各阶段不同工况性能系数对全年总能耗的影响, 提出了污水源热泵系统全年性能优化理念, 定义了全年性能系数ACOP, 并以此作为优化目标函数, 以机组蒸发器、冷凝器和污水-中介水换热器的换热面积作为优化变量, 研究系统通过机组压缩机启停控制方式下系统的面积优化匹配, 并分别与系统初始设计参数、以供热性能系数HSPF、制冷性能系数SEER和EER为优化目标的优化计算结果进行对照, 结果表明, 采用ACOP作为优化目标具有更加客观的节能效果。

关键词：污水源热泵系统,仿真,全年性能系数,优化

参考文献

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变工况运行 篇2

1.1 测控系统

试验所用的高压共轨、增压中冷柴油机的主要参数为缸径112 mm, 活塞行程145 mm, 总排量8.6 L, 压缩比17, 标定功率为257 k W (100 r/min) , 最大转矩1 500 N·m (1 330 r/min) ;喷油系统为高压共轨, 进气类型为增压中冷, 增压器为HOLSET400。瞬态测控系统采用单片机精确控制油门电压信号, 配合电涡流测功机实现发动机恒转速增转矩的典型瞬变工况。在整个柴油机发动的过程中, 采用高响应速率的传感器和高速A/D采集卡搭建实时测控系统, 同时实现对发动机转速、转矩、进气量、消光式烟度、进/排气压力、温度等数据的采集。

1.2 试验方案

在试验的恒转速增转矩瞬变过程中选择了3 个典型的转速。在瞬变开始时, 先在各个恒定转速的零负荷情况下稳定工作10 s, 然后匀速增加柴油机的油门电压。在此过程中, 需要保证加载时间匀速增加, 使柴油发动机的负荷从该转速的初始负荷增加到100%负荷, 整个加载过程所用的时间为3 s。我们对1 600 r/min的转速进行了不同加载时间 (3 s、5 s、7 s) 的试验。当恒转速为1 330 r/min时, 加载时间为3 s, 起始喷油量为10.82 mg/cycle, 循环喷油平均增加率为4.189 mg/cycle-2;当恒转速为1 965 r/min时, 加载时间为3 s, 起始喷油量为16.14mg/cycle, 循环喷油平均增加率为1.85 mg/cycle-2。

2 试验结果及分析

2.1 柴油发动机性能参数的动态响应

2.1.1 不同加载时间下性能参数的动态响应

在瞬变过程中, 油门电压会在一定范围内增加。在增加的过程中, 油量的线性度不如油门电压的线性度, 且在油量增加的过程中, 喷油压力会出现一定的滞后和波动。这种情况会导致燃油喷油量的波动, 且加载时间越短, 波动越明显。转矩的增加历程类似于油量的增加, 而进气量的响应相对于上述参数 (油门电压、轨压、油量、转矩、进气量、空燃比、烟度和NOx的滞后系数) 存在延迟现象。这主要是因为柴油发动机发生瞬变的过程中增压器的响应存在严重的滞后现象, 导致进气量延迟, 空燃比相应降低。

除此之外, 各个参数的滞后系数随着加载时间的延长, 其绝对响应时间也延长, 但油门电压和循环喷油量的增加率降低, 各个参数的延后现象逐渐减轻。同时, 参数之间的滞后系数随着加载时间的延长而减小。

2.1.2 不同转速下性能参数的动态响应

在1 330 r/min、1 650 r/min和1 965 r/min的恒转速, 相同的加载时间下, 柴油发动机主要性能参数的响应历程不同, 其油量不是呈线性增加。随着转速的增加, 油量响应加快。这主要是因为油量的响应与喷油压力、喷油器电磁阀加电时间有关。在一定的情况下, 柴油发电机转速越快, 高压油泵的工作频率越高。因此, 建立油压的时间越短, 轨压波动越小, 油量的响应越快。

对于转矩和进气量的响应而言, 在1 650 r/min时, 不同的加载时间呈现出相似的规律——无论是油量变化, 还是进气量的原因, 转速越低, 进气量的滞后越明显。在整个柴油发动机瞬变的过程中, 烟度随着转速的降低, 其劣化后果越严重。当柴油发动机的转速降低时, 其排量就会减少, 在整个瞬变过程中增压器的响应速度变慢, 从而使充气量降低。这样一来, 在需要达到柴油发动机的初始速度时, 硝烟排放量就会增加, 使得燃烧劣化。

2.2 瞬变工况的燃烧劣变分析

在1 650 r/min, 不同加载时间瞬变过程中, 随着转矩的增加, 空燃比会逐渐减小。在整个燃烧劣变过程中, 空燃比降低。这是因为在柴油发动机瞬变的过程中, 进气量存在严重的滞后现象。同时, 在同样的情况下, 加载时间越短, 进气的滞后性现象越严重。这说明, 在相同的喷油情况下, 由于存在燃烧劣化, 柴油发动机的瞬变工况达不到稳定工况的转矩值。

在不同恒转速、相同加载时间的瞬变工况下, 随着转速的增加, 空燃比、燃油消耗率、烟度和CO排放量依次降低。柴油发动机在工作时, 其烟度峰值会随着加载时间的缩短而增加。之所以会出现这样的情况, 主要是因为随着加载时间的缩短, 循环喷油的概率增加, 使得进气量相对于油量的滞后现象越来越严重, 从而使缸内发生严重的缺氧现象, 柴油发动机的燃烧不均匀, 出现柴油浪费或者燃烧推迟的现象。同时, 由于缸内的空气混合程度发生了改变, 氧气含量下降, 造成柴油燃烧严重劣化。但是, 随着加载时间的缩短, NOx的响应速度加快, 达到稳定的时间较长。

3 结束语

综上所述, 在柴油发动机瞬变的过程中, 发动机的油量、转矩、进气量和NOx的响应速度依次降低, 滞后系数依次增加。与稳态相比, 瞬变过程中柴油发动机往往存在进气延迟、空燃比降低等问题。因此, 进气量滞后而空燃比下降是导致瞬变过程燃烧劣化的主要原因。

参考文献

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某联合循环电站的变工况性能分析 篇3

联合循环是由燃气轮机、余热锅炉、蒸汽轮机及辅助设备组成的热力系统。它利用燃气轮机的高温排气加热余热锅炉管束产生的蒸汽推动蒸汽轮机做功,达到余热回收利用的目的及联合循环系统的高效率。余热锅炉由省煤器、蒸发器、过热器组成。为了使燃机排气余热最大限度地被利用,应尽可能降低排气离开余热锅炉,即离开低压省煤器的温度。余热锅炉低温省煤器必须保证一定的接近点温差。保证系统的热平衡及换热效率最大化,在设计工况时设置合理的蒸发器节点温差和过热器端差。但在实际运行中,由于种种原因,燃气轮机经常在偏离设计工况的情况下工作,使得整个联合循环系统处于非设计点运行,主要包括燃气轮机、余热锅炉、蒸汽轮机的变工况。

1 联合循环各部件的变工况性能

1.1 燃气轮机的变工况性能

燃气轮机输出功率大小的变化、大气参数变化、燃机进出口压损及机组的发电频率等,都是导致燃机在变工况下工作的重要原因。燃气轮机在变工况下工作时,它的输出功率、压比、初温、流量和整机效率等都是遵循一定的规律在变化。燃机由压气机、燃烧室和透平等各个部件所组成,这些部件的性能必然对燃气轮机性能产生影响。部件性能不同时,燃气轮机的性能随之而异。

为分析燃气轮机的变工况特性,必须知道机组各参数在非设计工况时的变化情况。需要进行机组变工况模拟计算,得到燃机功率、效率、排气流量、排汽温度等参数随变化条件的变化规律。图1和图2为燃机变工况时部分参数的变化情况。

1.2 余热锅炉和蒸汽轮机的变工况性能

燃气轮机的变工况运行,使得与之匹配的余热锅炉也处在变工况运行状态中。燃气轮机排气流量和排气温度升高时,排气中可回收利用的热能就增加。同时,随着饱和蒸汽压力的降低,传热温差增大,余热锅炉的蒸汽流量随着逐渐升高。

随着机组负荷的降低,燃气轮机出力降低。蒸汽轮机是按照滑压方式运行的,其主蒸汽温度、压力和流量都会相应降低。余热锅炉和蒸汽轮机的部分修正曲线如图3和图4所示。

2 联合循环电站的变工况性能分析

燃气轮机由于启动快、调峰能力强,经常在部分负荷工况下运行。燃机的部分负荷运行,使得联合循环机组处在非设计点工作。由燃气轮机、余热锅炉和蒸汽轮机提供对不同负荷、不同大气条件、不同运行频率下的性能曲线,进行性能匹配计算,得到联合循环电站的变工况性能,部分结果如图5和图6所示。

3 结论