CN101368767B - 采用并联正、逆制冷循环的工质的间接空气冷却方法和系统 - Google Patents

Abstract

本发明的采用并联正、逆制冷循环的工质的间接空气冷却方法和系统。根据工质冷却过程中是否发生相变，分别经双、单相变换热器与并联的正、逆制冷循环相耦合；由相变换热器出来的饱和气态制冷剂经压缩、升压，送入空冷散热器放热冷凝进入储液箱，再经节流阀降压送回相变换热器中，完成正制冷循环；也可将相变换热器出来的饱和气态制冷剂经热力膨胀阀节流、降压后，送入空冷散热器、储液箱，再经升压泵增压送回变换热器中，完成逆制冷循环。可广泛应用在火电、核电等汽轮发电机组的凝汽器或石油、化工等行业的中间冷却器的排热系统中，降低能耗、节省投资、提高节水率和冷却系统的环境适应能力，具有推广价值，实施后将会产生较大社会环境效益和经济效益。

Description

采用并联正、逆制冷循环的工质的间接空气冷却方法和系统

技术领域

本发明涉及火电、核电、燃气-蒸汽联合循环和整体煤气化发电等汽轮发电机组的凝汽器，或石油、化工、冶金、纺织、造纸、食品、制药等多种行业的大中型冷却器的被冷却工艺介质(简称工质)的间接空气冷却方法及其系统，具体说是一种采用并联正、逆制冷循环的工质的间接空气冷却方法和系统。

背景技术

火电、核电、燃气-蒸汽联合循环和整体煤气化发电等汽轮发电机组的排汽凝汽器以及石油、化工、冶金、纺织、造纸、食品、制药等多种行业的大中型冷却器的排热系统中工质的冷却、凝结系统，按其所用冷却介质可分为以水为冷却介质的湿式冷却系统(简称水冷或湿冷)和以空气为冷却介质的干式冷却系统(简称空冷或干冷)。目前，国内外排热系统的绝大多数都是用水来冷却，即湿冷系统；在严重缺水地区则是以空气取代水来冷却，即干冷或空冷系统。

干冷系统按其冷却介质与排汽间的换热方式又可分为两大类：

(1)直接干冷系统：

其系统及装置的连接示意图如图1所示。按现有国内外工程界的主流认识，直接干冷技术被认为是今后发展的主流。

其主要优势为：直接干冷系统耗水率(也称发电装机取水量)低，仅为湿冷技术的1/5左右；直接干冷系统为一次传热，其散热面积要比其它干冷系统的小30％以上；直接干冷系统结构相对简单，无庞大的冷却塔，占地少，投资省，防冻、过夏方式灵活可靠等。

但是，直接干冷系统所特有的下述缺点却使其无法适应当前全球电力等行业的共同追求——“降耗”“减排”的需求：

①节水率还不够高，仍有16-34％的提高空间；②煤耗高，直接干冷系统的汽轮机排汽压力(背压)通常要比湿冷系统高很多，如，据顾德明、彭泽瑛在《热力透平》第35卷第四期“空冷凝汽式汽轮机发展面临的问题及对策”文中的统计，直接干冷系统的排汽压力一般在9-40KPa，为湿冷系统的2-3倍，高背压导致汽轮机有效焓降损失约5-8％，循环热效率约降低3-5％，发电煤耗约增加3-8％；③投资大，通常一套直接干冷系统的目前价格约为同容量的湿冷系统的一倍多；④占地多，干冷系统中直接干冷系统占地最低，但以亚临界600MW机组为例，其直接干冷系统仍是同容量湿冷凝汽器所需空间的12倍，需占用3.6万m³的空间；⑤环境适应能力差，低温需防冻，高温难满发(即无法满负荷运行)，排汽压力和负荷随环境温度、风速和风向波动幅度大且频繁，导致汽轮机排汽压力对环境变化的敏感性大。

(2)间接干冷系统：

间接干冷系统的排热系统冷却是分两步进行的：首先用水吸取排汽的汽化潜热而使其冷凝，冷却水在换热过程中只是温度升高，亦即只是显热增加，而不发生相变；接着，再以空气将温度升高的水在冷却塔内冷却降温，冷却水在第二次换热过程中也只是显热减少，同样不发生相变。

与直接干冷系统相比，间接干冷系统的主要缺陷如下：

①耗水量高，据中国电力企业联合会科技服务中心在全国火电空冷机组技术交流会议期间散发的“空冷机组情况调研数据统计表”所提供的数据表明：间接干冷系统的节水率一般只有66-69％；而直接干冷系统目前国内的最高节水率可达84％，国外最高节水率也只达90％；②间接干冷系统占地较直接干冷系统多；③间接干冷系统投资较直接干冷系统大；④间接干冷系统的冷却塔有水雾排放，既费水，又污染环境。

间接干冷系统按其所用湿冷凝汽器的型式不同，又可分为：

①混合式(喷淋式)凝汽器(也称为混淋式)的间接干冷系统，简称混间冷或海勒式，其装置及系统示意图如图2所示。

②表面式凝汽器的间接干冷系统，简称表间冷或哈蒙式，系统示意图如图3所示。

③McHale，Jablonka，Baztz and Webster 1980年5月在《Combustion》V.51，№.11上发表了以氨为冷却介质的相变干冷系统的半工业性实验方案，其系统简图如图4所示。由图可见，这种间接干冷系统只简单地将前述表间冷(哈蒙式)系统利用水的显热载热改为以氨的相变热载热，冷却介质的数量大为减小。但却无法改变汽轮机排汽温度随环境气温的升高而增加的现象，因而与现有直冷系统相比，仍存在煤耗高、高温难满发、低温要防冻等缺陷。

发明内容

本发明的目的在于针对上述现有国内外各种干冷系统的缺点，提供一种既能发扬现有直接干冷系统和间接干冷系统的优势，又能克服直接干冷系统和间接干冷系统的上述缺陷，特别是将图4提出的制冷剂简单循环改为完整的正制冷循环和逆制冷循环相并联的复合制冷循环，并以欲冷却的工质流过间壁式相变换热器的高温侧来构成采用并联正、逆制冷循环的工质的间接空气冷却方法。

实现本发明目的的技术方案是：

采用并联正、逆制冷循环的工质的间接空气冷却方法，根据被冷却的工质在冷却过程中是否发生相变，分别通过双相变换热器或单相变换热器与相互并联的正制冷循环和逆制冷循环相耦合；

被冷却工质在冷却过程中发生相变的，通过双相变换热器与相互并联的正制冷循环和逆制冷循环相耦合，由双相变换热器低温侧出来的饱和气态制冷剂经压缩、升压后，送入空冷散热器放热冷凝，凝结液进入储液箱，然后经节流阀降压送回双相变换热器中重新进行流动沸腾换热过程，完成正制冷循环；与正制冷循环相并联，也可将双相变换热器低温侧出来的饱和气态制冷剂经热力膨胀阀节流、降压后，送入空冷散热器放热冷凝，凝结液进入储液箱，然后经升压泵增压送回双相变换热器中重新进行流动沸腾换热过程，完成逆制冷循环；

被冷却工质在冷却过程中不发生相变的，通过单相变换热器与相互并联的正制冷循环和逆制冷循环相耦合，由单相变换热器低温侧出来的饱和气态制冷剂经压缩、升压后，送入空冷散热器放热冷凝，凝结液进入储液箱，然后经节流阀降压送回单相变换热器中重新进行流动沸腾换热过程，完成正制冷循环；与正制冷循环并联，也可将单相变换热器低温侧出来的饱和气态制冷剂经热力膨胀阀节流、降压后，送入空冷散热器放热冷凝，凝结液进入储液箱，然后经升压泵增压送回单相变换热器重新进行流动沸腾换热过程，完成逆制冷循环。

本发明的采用并联正、逆制冷循环的工质的间接空气冷却方法，容易实施，应用范围十分广泛。

如果应用在火电、核电、燃气-蒸汽联合循环和整体煤气化发电等汽轮发电机组的排汽冷却中，则以双相变换热器替换通常的湿冷凝汽器。如果应用在石油、化工、冶金、纺织、造纸、食品、制药等行业多级压缩机的气体中间冷却中，则以单相变换热器替换通常的水冷中间冷却器(简称中冷器)。

所述的单相变换热器或双相变换热器均为间壁式换热器。

对于双相变换热器，汽轮机排汽在其高温侧经由换热器间壁自动向另一侧(低温侧)放热而冷凝为液体——凝结水，低温侧的液态制冷剂吸收了排汽的汽化潜热而蒸发为气态，以代替湿冷的水的显热吸热，该间壁式换热器的间壁两侧均为相变换热过程，故称作双相变换热器。由双相变换热器出来的饱和气态制冷剂，经压缩机压缩、升压后，送入空冷散热器放热冷凝，凝结液进入储液箱，然后经节流阀降压送回双相变换热器中重新进行流动沸腾换热过程，完成正制冷循环；若将双相变换热器出来的饱和气态制冷剂经热力膨胀阀节流、降压后，送入空冷散热器放热冷凝，凝结液进入储液箱，然后经升压泵增压送回双相变换热器中重复流动沸腾换热过程，以完成逆制冷循环。

对于单相变换热器，被压缩气体在其高温侧经由换热器间壁自动向另一侧放热使自身温度降低，但状态不变，即仍保持为气态；低温侧的液态制冷剂则吸收了气体的显热蒸发为气态。这时，该间壁式换热器的间壁只有一侧为相变换热过程，故称作单相变换热器。

本发明所选用的制冷剂可以为氨(R717)、R134a、氟利昂或其它绿色制冷剂。

实施本发明的复合制冷循环的工质间接空气冷却方法时，可根据环境温度的高低，选用复合制冷循环中的正制冷循环的间接空气冷却方法，或选用逆制冷循环的间接空气冷却方法。

(1)高环境温度时段的实施方法：所说的高环境温度，是指环境温度所决定的空冷散热器的凝结参数(本发明以下所述凝结或沸腾参数均指工质处于饱和态下的温度及对应压力)高于恒定的排汽压力所必需的双相变换热器的沸腾参数。这个时段内，制冷剂按正制冷循环运行。即制冷剂从双相变换热器出来后经压缩机压缩送入空冷散热器，凝结成液体进入储液箱，再经节流阀降压后重新进入双相变换热器开始下一轮循环。

(2)低环境温度时段的实施方法：同上，所说的低环境温度，是指环境温度所决定的空冷散热器的凝结参数低于恒定的排汽压力所必需的双相变换热器的沸腾参数。这个时段内，制冷剂按逆制冷循环运行。

逆制冷循环的间接空气冷却方法，又可分为简易型和节能型两种方法：

①简易型逆制冷循环的间接空气冷却方法，是将双相变换热器出来的饱和气态制冷剂仅经热力膨胀阀膨胀，降低温度、压力后，送入空冷散热器放热冷凝，凝结后的液态制冷剂积聚于储液箱，从储液箱流出后再经升压泵升压而重新进入双相变换热器，开始下一轮循环。

该方法结构简单，易于实施，初投资少；

②节能型逆制冷循环的间接空气冷却方法，是将双相变换热器出来的饱和气态制冷剂先经烟气加热成过热蒸气，再送入原动机膨胀作功，降压、降温后再放热冷凝，凝结后的液态制冷剂经升压而重新进入双相变换热器，开始下一轮循环。所说的原动机为膨胀机、气轮机或氨气轮机。

这种方法可以充分利用环境低温所确定的空冷散热器低凝结参数与维持排汽压力恒定所必需的双相变换热器较高沸腾参数之间的焓差，最大限度地减低空冷系统的能耗。

在实施中，也可将上述简易型的热力膨胀阀与节能型的烟气-制冷剂过热器、原动机相并联，以便在双相变换热器和空冷散热器间的焓差较小时采用简易型逆制冷循环，只在双相变换热器和空冷散热器间的焓差较大时，才启动节能型逆制冷循环，从而提高复合循环的运行安全性和经济效益。

逆制冷循环的上述两种实施方法，可根据设备安装地区的历年气象资料而进行优化组合，以使其效益最大化。具体一点说，对于高温时段长的地区，一般应选取正制冷循环和简易型逆制冷循环相并联的复合制冷循环，因此也称为高温型复合制冷循环的工质的间接空气冷却系统；对于低温时段长的地区，一般应选取正制冷循环和节能型逆制冷循环相并联的复合制冷循环，因此也称为低温型复合制冷循环的工质的间接空气冷却系统。

本发明的另一个目的是提供实现上述方法的采用并联正、逆制冷循环的工质的间接空气冷却系统。

采用并联正、逆制冷循环的工质的间接空气冷却系统，根据被冷却的工质在冷却过程中是否发生相变，分别选用双相变换热器或单相变换热器，在双相变换热器或单相变换热器低温侧制冷剂的输出端和输入端之间耦合有并联的正制冷循环的间接空气冷却系统和逆制冷循环的间接空气冷却系统；

双相变换热器或单相变换热器制冷剂的输出端经阀门与压缩机连通，压缩机的输出端与空冷散热器连通，空冷散热器的输出端与储液箱连通，储液箱经节流阀与双相变换热器或单相变换热器制冷剂的输入端连通，组成正制冷循环的间接空气冷却系统；

双相变换热器或单相变换热器制冷剂的输出端通过另一阀门与烟气-制冷剂过热器、原动机连通，原动机的输出端与空冷散热器连通，空冷散热器的输出端与储液箱连通，储液箱经升压泵与双相变换热器或单相变换热器制冷剂的输入端连通，组成逆制冷循环的间接空气冷却系统。

所述的逆制冷循环的间接空气冷却系统，也可在双相变换热器或单相变换热器制冷剂的输出端通过阀门与膨胀阀连通，膨胀阀的输出端与空冷散热器连通，空冷散热器的输出端与储液箱连通，储液箱经升压泵与双相变换热器或单相变换热器制冷剂的输入端连通，组成简易型逆制冷循环的空气冷却系统。

所述的逆制冷循环的间接空气冷却系统，也可在双相变换热器或单相变换热器制冷剂的输出端通过阀门与烟气-制冷剂过热器连通，烟气-制冷剂过热器的输出端经阀门与膨胀机连通，膨胀机的输出端与空冷散热器连通，空冷散热器的输出端与储液箱连通，储液箱经升压泵与双相变换热器或单相变换热器制冷剂的输入端连通，组成节能型逆制冷循环的空气冷却系统。

在本发明中，若被冷却的工质在冷却过程中发生相变的，采用双相变换热器来替换诸如蒸汽动力循环中的汽轮机排汽凝汽器；若被冷却工质在冷却过程中不发生相变的，采用单相变换热器来替换诸如多级压缩机的中间冷却器。双相变换热器是一种能够将并联正、逆制冷循环与蒸汽动力循环串接耦合的间壁式换热器，是一种高、低温流体通过间壁进行热交换，工质和冷却介质相互不混合，包括汽水侧(高温侧)和冷却剂侧(低温侧)的一种换热器。它可以采用普通光管或强化换热管的壳管式换热器，也可采用板翅式、板式等间壁式换热器。

在本发明中双相变换热器既是蒸气动力循环的汽轮机排汽的凝汽器，同时又充当正、逆制冷循环中制冷剂的蒸发器。这种双相变换热器的工作原理与制冷行业的冷凝蒸发器或蒸发式冷凝器相似，不同之处在于：(1)结构形式不同：双相变换热器可以是普通光管的管式换热器，也可是采用强化换热管(如国内新近研制的双斜内肋管、交叉缩放椭圆管等)的管式换热器；(2)用途和冷热流体配置不同：本发明以液态制冷剂(如氨)为冷却介质，以其蒸发来吸收间壁另一侧的汽轮机排汽冷凝所放出的汽化潜热，而制冷等行业的冷凝蒸发器多是以水蒸发吸收氨、氮或其它工质冷凝放出的气化潜热。

化工等其他行业使用的换热器虽然种类繁多，但其中相当大的部分是使工质冷却的一类换热器，也称冷却器。冷却器中比较典型的是多级压缩机的中间冷却器。中冷器的目的是让在压缩过程中随压力升高而升高的气体温度降下来，这样，既可减小压缩机的功耗，又可防止被压缩的气体爆炸或燃烧。中冷器都是间壁式换热器，其高温侧是被压缩的温度很高的气体，低温侧目前均用水来吸收高温侧气体的热量而使其冷却。

本发明所说的单相变换热器的结构与中冷器相同，具体技术参数不同，应用在采用并联正、逆制冷循环的工质的间接空气冷却方法中时，只须将中冷器的低温侧的冷却水替换为处于饱和状态的液态制冷剂，例如采用氨等。液态制冷剂的饱和温度通常应是高温侧气体平均温度减去平均传热温差。这时，液态制冷剂在中冷器的低温侧进行蒸发吸热使高温侧的气体降温、冷却。在高环境温度下，由中冷器低温侧出来的饱和气态制冷剂经压缩、升压后，送入空冷散热器放热冷凝，凝结液进入储液箱，然后经节流阀降压送回中冷器中重新进行流动沸腾换热过程，完成正制冷循环；在低环境温度下，与正制冷循环并联，也可将中冷器低温侧出来的饱和气态制冷剂经热力膨胀阀节流、降压后，送入空冷散热器放热冷凝，凝结液进入储液箱，然后经升压泵增压送回中冷器重新进行流动沸腾换热过程，完成逆制冷循环。

所述的压缩机是一种对气态制冷剂进行压缩而使其升压、升温的设备；原动机是指一种利用气态制冷剂膨胀作功的设备，如膨胀机、气轮机、氨气轮机等；热力膨胀阀是一种使液态制冷剂降压、降温的设备；升压泵是一种使液态制冷剂增压的设备；节流阀是一种使液态制冷剂降压的设备；烟气-制冷剂过热器是一种将饱和气态制冷剂加热为过热蒸气的壳管式换热器或其它型式的间壁式换热器。系统中的其他设备均为现有设备，本专业的技术人员根据实际系统运行情况，很容易实现本发明的目的。

所述的制冷剂可以为：氨(R717)、R134a、氟利昂或其它绿色制冷剂。

本发明中，工作于环境高温时段的正制冷循环，其制冷剂在双相变换热器的低温侧进行定温吸热蒸发，蒸发后的气态制冷剂经压缩机升压、升温后进入空冷散热器，在那里向环境定温放热而冷凝为液态。液态制冷剂经节流阀降压、降温，降压、降温后的液态制冷剂返回双相变换热器吸热蒸发，完成正制冷循环；工作于环境高温时段的逆制冷循环，若制冷剂在双相变换热器中的吸热温度和对应饱和压力仅略高于当时环境温度下的空冷散热器中制冷剂的冷凝温度和相应饱和压力时，则可直接通过热力膨胀阀、空冷散热器、储液箱经制冷剂升压泵送回双相变换热器完成高温时段的逆制冷循环。

在环境低温时段，正制冷循环运行方式与环境高温时段相同；在环境低温时段的逆制冷循环中，如果制冷剂在双相变换热器中的吸热温度和对应饱和压力略高于当时环境温度下的空冷散热器中制冷剂的冷凝温度和相应饱和压力，则可让饱和气态的制冷剂直接通过膨胀阀降压、降温后送入空冷散热器；如果制冷剂在双相变换热器中的吸热温度和对应饱和压力远高于当时环境温度下的空冷散热器中制冷剂的冷凝温度和相应饱和压力，为充分利用气态制冷剂在双相变换热器和空冷散热器两设备间的焓差，本发明通过烟气-制冷剂过热器让制冷剂饱和蒸气变为过热蒸气，然后利用原动机将其转换为机械功加以利用。经原动机膨胀后的气态制冷剂温度、压力都有所降低，在空冷散热器中冷凝为液体后经升压泵压缩、升压而返回双相变换热器进行吸热蒸发完成逆制冷循环。由此可知，并联正、逆制冷循环工作于低温时段中，其制冷剂所经历的循环次序(先膨胀，后压缩)与高温时段的运行次序(先压缩，后膨胀)正好相反，因而称之为逆序制冷循环或逆制冷循环。但众所周知，制冷循环是动力循环的逆循环，故逆制冷循环便是动力循环，它可对外输出机械功，这就是并联正、逆制冷循环的逆循环工作的理论基础。这样，通过对实际系统运行环境分析(包括当地的风温、风速等情况)，选择合适的循环次序，既可满足系统制冷的需要又能最大限度地回收低品位能。

本发明构思新颖独特，根据环境温度的高低综合而巧妙地组合了现有正制冷循环和逆制冷循环的运行方式和设备，技术成熟，易于实施。

本发明的经济、环保效果在于：

本发明与现有蒸汽动力循环过程排热系统的两种间接干冷系统相比，可免去空冷塔等设备，减小换热面积，节省投资，减小占地，增大节水率，能够实现汽轮机冷却凝汽系统水汽的零排放；与现有直冷系统相比，可较大幅度降低汽轮机排气压力，其对应的冷凝温度可低于环境温度。同样环境温度下，提高了排气真空，增加汽轮机的理想焓降，提高循环热效率；能显著降低煤耗、进一步提高节水率、消除间接干冷系统的水汽排放；与以氨为冷却介质的相变干冷系统相比，降耗效果更显著，环境适应能力更强。

本发明与现有石油、化工、冶金、纺织、造纸、食品、制药等多种行业的大中型冷却器相比，当被冷却工质为气体时，易于实现等温放热压缩。热力学已证明：与现有的绝热压缩和多变压缩相比，前者的耗功量是最少的。例如，活塞式压气机，可在其气缸外壁装设夹套，制冷剂可在夹套内流动蒸发以冷却气缸内的被压缩气体，因其良好的冷却效果而容易实现定温放热压缩，可达到节能和节水的双重目的。

因此，本发明具有极大的推广价值，推广应用后将产生较大的社会环境效益和经济效益。

附图说明

图1是现有技术的直接空冷机组汽水系统图。

图2是现有技术的海勒式间接空冷机组汽水系统图。

图3是现有技术的哈蒙式间接空冷机组汽水系统图。

图4是现有技术的以氨为冷却介质的相变干冷系统图。

图5是采用并联正、逆制冷循环的蒸汽动力循环的工质的间接空气冷却系统图。

图6是采用简易型逆制冷循环的并联正、逆制冷循环的蒸汽动力循环的工质的间接空气冷却系统图。

图7是采用节能型逆制冷循环的并联正、逆制冷循环的蒸汽动力循环的工质的间接空气冷却系统图。

图8是采用并联正、逆制冷循环的往复式氢气压缩机的工质的间接空气冷却系统图。

图9是本发明的正制冷循环热力过程示意图。

图10是本发明的逆制冷循环热力过程示意图。

图11是本发明的蒸汽动力循环耦合正、逆制冷循环的T-S图。

图12是间冷(a)、直冷(b)和并联正、逆制冷循环间冷(c)的传热温差比较图。

图中：1锅炉，2过热器/再热器，3汽轮机，4双相变换热器，5凝结水泵，6低压加热器，7除氧器，8给水泵，9高压加热器，10小汽轮机，11压缩机，12空冷散热器，13空冷风机，14储液箱，15制冷剂升压泵，16节流阀，17低温回热加热器，18膨胀机，19电动机，20发电机，21-28截止阀，251热力膨胀阀，29烟气-氨气过热器，30凝结水箱，31喷淋式凝汽器，32循环水泵，33凝结水精处理器，34凝结水升压泵，35调压水轮机，36旁路调压阀，37表面式凝汽器，38空冷塔，39氢气压缩机，40液氨分配箱，41均压箱，42气液分离器，43中间冷却器，44-46节流阀，47-50调节阀，51蒸汽冷凝器，52分离器，53热井，54调压水箱，55氨冷凝器，56氨循环泵，57氨热井泵。

具体实施方式

下面结合附图和给出的实施例对本发明的方法和系统作进一步描述。但本发明并不限于实施例，本领域普通技术人员以本发明技术方案作某些修改，均在本发明保护范围内。

实施例1：

采用并联正、逆制冷循环的蒸汽动力循环的工质的间接空气冷却系统

参照图5，本发明的采用并联正、逆制冷循环的蒸汽动力循环的工质的间接空气冷却系统，用双相变换热器4替换蒸汽动力循环系统中的湿冷凝气器。在双相变换热器低温侧制冷剂的输出端a和输入端b之间并联耦合有正制冷循环的工质的间接空气冷却系统(图中实线所示运行路线)和逆制冷循环的工质的间接空气冷却系统(图中虚线所示运行路线)。双相变换热器制冷剂的输出端经截止阀21与由小汽轮机10带动的压缩机11连通，压缩机的输出端经截止阀24与空冷散热器12连通，空冷散热器的输出端与储液箱14连通，储液箱经节流阀16与双相变换热器制冷剂的输入端连通，组成正制冷循环的工质的间接空气冷却系统；双相变换热器制冷剂的输出端还经截止阀22与膨胀机18连通，膨胀机的输出端经截止阀25与空冷散热器连通，空冷散热器的输出端与储液箱连通，储液箱经制冷剂升压泵15与双相变换热器制冷剂的输入端连通，组成逆制冷循环的工质的间接空气冷却系统。为了提高安全性和检修方便，在压缩机、膨胀机出口处分别装设了由截止阀23、截止阀26组成的旁通管路。

蒸汽动力循环耦合正、逆制冷循环的工质的间接空气冷却系统中，蒸汽动力循环部分的运行方式为：锅炉1和过热器/再热器2产生过热蒸汽，在汽轮机3内膨胀做功带动发电机20产生电能，膨胀作功后的蒸汽在双相变换热器4高温侧被冷却、凝结为水，凝结水经凝结水泵5、低温回热加热器17、低压加热器6、除氧器7、给水泵8以及高压加热器9回到锅炉完成蒸汽动力循环。

采用并联正、逆制冷循环的蒸汽动力循环的工质间接空气冷却系统的运行方式如下：

(1)在正常运行时的高温时段，停用制冷剂升压泵15，开启截止阀21、24，关闭截止阀22，23。由小汽轮机10拖动的压缩机11使经由压缩机的、已在双相变换热器4内吸热蒸发的气态制冷剂R717升温、升压，升温、升压后的气态制冷剂进入空冷散热器12，在空冷风机13鼓吹的冷空气作用下，气态制冷剂R717凝结为液态并聚集在储液箱14中，液态制冷剂R717由储液箱14经节流阀16等焓降压，调整节流阀16的开度使阀后的压力与双相变换热器4内的压力相匹配，然后液态制冷剂R717再进入双相变换热器4的低温侧吸热蒸发，完成正制冷循环。

(2)在正常运行时的低温时段，开启截止阀22、25、26，关闭截止阀21、23、24和节流阀16，开启制冷剂升压泵15。双相变换热器4内吸热蒸发的气态制冷剂R717进入膨胀机18膨胀作功，膨胀后的气态制冷剂R717进入空冷散热器12，在空冷风机13鼓吹的冷空气作用下凝结为液态并聚集在储液箱14中，液态制冷剂R717由储液箱14经制冷剂升压泵15升压至与双相变换热器4低温侧的压力相匹配后，再进入双相变换热器4内，完成逆制冷循环。

实施例2：

采用简易型逆制冷循环的并联正、逆制冷循环的蒸汽动力循环的工质的间接空气冷却系统

参照图6，采用简易型逆制冷循环的并联正、逆制冷循环的蒸汽动力循环的工质的间接空气冷却系统(也称高温型并联正、逆制冷循环的工质的间接空气冷却系统)中，正制冷循环的工质的间接空气冷却系统(图中实线所示运行路线)与实施例1基本相同，包括双相变换热器4、截止阀21、拖动压缩机的电动机19、压缩机11、截止阀24、空冷散热器12、空冷风机13、储液箱14、节流阀16等；逆制冷循环的工质的间接空气冷却系统(图中虚线所示运行路线)，双相变换热器制冷剂的输出端经截止阀22与热力膨胀阀251连通，热力膨胀阀的输出端与空冷散热器连通，空冷散热器的输出端与储液箱连通，储液箱经制冷剂升压泵15与双相变换热器制冷剂的输入端连通。

这种采用简易型逆制冷循环的并联正、逆制冷循环的蒸汽动力循环的工质的间接空气冷却系统，其运行方式如下：

(1)在正常运行时的高温时段，停用制冷剂升压泵15，开启截止阀21、24，关闭截止阀22、热力膨胀阀251。由电动机19拖动的压缩机11使经由压缩机11的、已在双相变换热器4内吸热蒸发的气态制冷剂R717升温、升压，升温、升压后的气态制冷剂进入空冷散热器12，在空冷风机13鼓吹的冷空气作用下，气态制冷剂R717凝结为液态并聚集在储液箱14中，液态制冷剂R717由储液箱14经节流阀16等焓降压，调整节流阀16的开度使阀后的压力与双相变换热器4内的压力相匹配后，再进入双相变换热器4的低温侧吸热蒸发，完成正制冷循环。

(2)在正常运行时的低温时段，关闭截止阀21、24和停用节流阀16，开启截止阀22、热力膨胀阀251，开启制冷剂升压泵15。双相变换热器4内吸热蒸发的气态制冷剂R717进入热力膨胀阀251膨胀，膨胀后的气态制冷剂R717进入空冷散热器12，在空冷风机13鼓吹的冷空气作用下凝结为液态并聚集在储液箱14中，液态制冷剂R717由储液箱14经制冷剂升压泵15升压至与双相变换热器4低温侧的压力相匹配后，再进入双相变换热器4内，完成逆制冷循环。

运行时利用截止阀21和22的开、闭切换以改变循环中制冷剂流往压缩机11或热力膨胀阀251，来分别实现正制冷循环或逆制冷循环；在正制冷循环运行中，可通过调整压缩机11的压缩比和节流阀16的开度来微调双相变换热器4的低温侧制冷剂的沸腾压力、温度；在逆制冷循环运行中，可通过调整热力膨胀阀251的膨胀比和制冷剂升压泵15的扬程，实现对双相变换热器4的低温侧制冷剂的沸腾压力和饱和温度的微调。

采用简易型逆制冷循环的并联正、逆制冷循环的蒸汽动力循环的工质的间接空气冷却系统的经济效果，可以哈尔滨汽轮机厂CLN600-24.2/566/566型汽轮机为例估算如下：

该机组主蒸汽和再热蒸汽的额定温度为566℃，我国西北地区直冷机组的设计背压一般为18Kpa左右，对应饱和温度58℃。作为估算，为简便起见，这里以回热/再热循环的初、终温度的算术平均值代替回热/再热循环的平均吸热温度，则理想循环热效率：

${\mathrm{\η}}_1=1-\frac{T_{c1}}{{\stackrel{\‾}{T}}_{01}}=1-\frac{273+58}{\frac{566+280}{2}+273}=0.5244$

设将并联正、逆制冷循环空冷机组的背压降至4.2KPa，对应的排汽饱和温度30℃时，则理想循环热效率可达：

${\mathrm{\η}}_2=1-\frac{T_{c2}}{{\stackrel{\‾}{T}}_{02}}=1-\frac{273+30}{\frac{566+280}{2}+273}=0.5647$

可见，对于600MW超临界机组，若采用并联正、逆制冷循环则可以提高循环热效率4.03％。

超临界空冷机组采用并联正、逆制冷循环的社会效益也可估算如下：

仍以上述机组为例，其汽轮机初参数为24.2/566/566，对应的蒸汽焓值为3398.8KJ/Kg。若直冷设计背压为18KPa，复合循环的背压为4.2KPa，两者的排汽温度、焓值、理想焓降及循环热效率分别如表1。

表1  直冷型和高温型并联正、逆制冷循环机组背压参数比较

名称	排汽压力Pc(k Pa)	排汽温度T c(℃)	对应焓值(kJ/kg)	理想焓降(kJ/kg)	理想循环热效率η(％)
						直冷型	18	58	2606	792.8	52.44

名称	排汽压力Pc(k Pa)	排汽温度T c(℃)	对应焓值(kJ/kg)	理想焓降(kJ/kg)	理想循环热效率η(％)
						高温型	4.2	30	2556	842.8	56.47

汽轮机在设计工况下的排汽量为1038.820t/h(288.6Kg/s)，对应排汽温度30℃和58℃时机组在对应理想焓降下的理想功率分别为：

W₁＝Q×Δh₁×η₁＝288.6Kg/s×792.2KJ/Kg×0.5244＝119983.8KJ/s

W₂＝Q×Δh₂×η₂＝288.6Kg/s×842.8KJ/Kg×0.5647＝137353.2KJ/s

两者差值为：ΔW＝W₂-W₁＝137353.2-119983.8＝17369.4KW

可见，采用并联正、逆制冷循环的新型间冷机组比直冷机组可多做功： $\frac{17369.4}{600000}\×100\%=2.89\%,$ 这相当于煤耗率降低2.81％。因为我国现有600MW机组煤耗率的变化范围为280-300g/KW.h，本估算取其中间值290g/KW.h。在相同发电量下，相当于煤耗降低8.15g/KW.h，若年运行5500小时，其年发电量33亿千瓦时，则节约标煤约2.69万吨，以价格180元/吨计算，可节省用煤费用484.2万元，同时可减少粉尘排放5044.4吨，减少CO₂排放2.07万吨，减少SO₂排放206.62吨。

另外，采用并联正、逆制冷循环的空冷机组与直冷机组相比，还可使空冷机组的节水率提高16-34％。

实施例3：

采用节能型逆制冷循环的并联正、逆制冷循环的蒸汽动力循环的工质的间接空气冷却系统

参照图7，采用节能型逆制冷循环的并联正、逆制冷循环的蒸汽动力循环的工质的间接空气冷却系统(也称低温型并联正、逆制冷循环的工质间接空气冷却系统)中，正制冷循环的工质的间接空气冷却系统(图中实线所示运行路线)与实施例1基本相同，包括双相变换热器4、截止阀21、拖动压缩机的电动机19、压缩机11、截止阀24、空冷散热器12、空冷风机13、储液箱14、节流阀16等；逆制冷循环的工质的间接空气冷却系统(图中虚线所示运行路线)，双相变换热器制冷剂的输出端经截止阀22与烟气-氨气过热器29连通，烟气-氨气过热器的输出端经截止阀28与膨胀机18连通，膨胀机的输出端经截止阀27与空冷散热器连通，空冷散热器的输出端与储液箱连通，储液箱经制冷剂升压泵15与双相变换热器制冷剂的输入端连通。在本实施例中，还将实施例2简易型中的热力膨胀阀251与节能型的烟气-氨气过热器、膨胀机相并联，以便在双相变换热器和空冷散热器间的焓差较小时采用简易型逆制冷循环，在双相变换热器和空冷散热器间的焓差较大时启动节能型逆制冷循环，从而提高并联正、逆制冷循环的运行安全性。

这种采用节能型逆制冷循环的并联正、逆制冷循环的蒸汽动力循环的工质间接的空气冷却系统，其运行方式如下：

(1)在正常运行时的高温时段，与简易型运行方式相同；

(2)在正常运行时的低温时段，开启截止阀22、28、27，关闭截止阀21、24、热力膨胀阀251，停用节流阀16，开启制冷剂升压泵15，双相变换热器4内吸热蒸发的气态制冷剂R717进入经烟气-氨气过热器加热后进入膨胀机18膨胀作功；或者关闭截止阀22、28、27，开启热力膨胀阀251，使双相变换热器4内吸热蒸发的气态制冷剂R717经热力膨胀阀251膨胀、节流；膨胀后的气态制冷剂R717进入空冷散热器12，在空冷风机13鼓吹的冷空气作用下凝结为液态并聚集在储液箱14中，液态制冷剂R717由储液箱14经制冷剂升压泵15升压至与双相变换热器4低温侧的压力相匹配，然后进入双相变换热器4内，完成逆制冷循环。

各实施例的工质间接空气冷却系统均可采用制冷工程或化学工程中的成熟设备组成。这样，经过正、逆制冷循环的切换和制冷剂在压缩机或膨胀阀中运行参数的微调，就可确保蒸汽动力循环通过双相变换热器4所耦合的正、逆制冷循环，能够根据运行和环境的需要保持汽轮机排汽压力不变或者根据汽轮机优化运行指定的最佳排汽压力，也可确保消除风温、风速变化对排汽压力的影响。

采用节能型逆制冷循环的并联正、逆制冷循环的蒸汽动力循环的工质的间接空气冷却系统的经济效果，可以国产超临界600MW机组(CLN600--24.2/566/566)为例估算如下：

(1)经济效果

实际上，若将高温型并联正、逆制冷循环系统中已部分增大了的理想焓降进一步加大，在环境低温时段是可能的。因为高温型并联正、逆制冷循环系统只将汽轮机排汽压力从直冷的15kPa降至4.9kPa，就已使蒸汽的理想焓降增加了约44kJ/kg(排汽湿度约12％)。而4.9Ppa对应的水蒸汽饱和温度近33℃，若双相变换热器的传热端差为3℃，则氨的蒸发温度30℃，这距离氨蒸发温度-33.7℃(对应的饱和压力为0.1MPa)还有约64℃的降温空间。但考虑到末级排汽尺寸的限制，排汽比容不能增加太多。假定排汽湿度仍控制在12％以内，则蒸汽从11.8kPa降至1.9kPa仍有约220kJ/kg的理想焓降可被利用。则有：

${\mathrm{\η}}_{\mathrm{wc}}=1-\frac{T_e}{\stackrel{\‾}{T_0}}=1-\frac{273+49.08}{273+\frac{566+280.4}{2}}=0.5373$

${\mathrm{\η}}_{\mathrm{LT}}=1-\frac{T_e}{\stackrel{\‾}{T_0}}=1-\frac{273+16.89}{273+\frac{566+280.4}{2}}=0.5836$

两相比较，循环热效率提高了4.63％。理想焓降如前述增加约220kJ/kg，据此可知后者比前者可多作功。两者的排汽温度、焓值、理想焓降及循环热效率分别如表2。

表2.湿冷型和低温型并联正、逆制冷循环的参数比较

名称	排汽压力Pc(k Pa)	排汽温度T c(℃)	对应焓值(kJ/kg)	理想焓降(kJ/kg)	理想循环热效率η(％)
						湿冷型	11.8	49.08	2323.9	1758.2	53.73
低温型	1.9	16.89	2103.8	1978.3	58.36

汽轮机总排汽量为1038.82t/h(288.6kg/s)，则正制冷循环机组和节能型低温并联正、逆制冷循环机组的有效功分别为：

W_wc＝Q×Δh_wc×η_wc＝288.6×1758.2×0.5373＝272634.9kJ/s

W_LT＝Q×Δh_LT×η_LT＝288.6×1978.3×0.5836＝333199.1kJ/s

两者差值：ΔW＝W_LT-W_wc＝60564.2kW

按年利用小时数5500计，可多发电3.331×10⁸kWh。

外利用经济效益分析：超临界600MW机组的烟气排放量约为4238500m³/h，机组回转式空气预热器后的烟温取130℃，通过烟气-氨气过热器后烟气温度根据烟气湿法脱硫的要求，不得低于60℃。由此可得烟气放热量：

Q_e＝q_m·c_p·Δt＝q_v·ρ·c_pΔt

＝4238500×0.91×1.072×70＝2.89×10⁸KJ/h

在环境气温-32℃，汽轮机背压Pc＝1.9kPa，双相变换热器端差5℃，空冷散热器的对数平均温差Δtm＝15℃，每个排汽口氨流量为346t/h的工况条件下，烟气放热量用于加热双相变换热器出口的饱和氨蒸气。解热平衡方程：

Q_ha＝q_ma·c·Δt_a

所以2.89×10⁸＝2076×4.582×Δt×1000，可得Δt＝30.38℃，即烟气加热饱和氨蒸气使其变成过热度为30.38℃的过热氨气。

所以氨在膨胀机作功前后参数为：

膨胀前：温度42.27℃过热氨气，压力658kPa，焓值1655KJ/kg；

膨胀后：温度-17℃，对应饱和压力217kPa，焓值1580KJ/kg；

膨胀比为：658/217＝3。

膨胀机效率一般为70-80％，取低档值70％，则一台膨胀机可作功：

W＝346t/h×Δh×η＝346×(1655-1580)×0.7×1000＝1.82×10⁷kWh

故六台膨胀机共作功1.82×10⁷×6＝1.092×10⁸kWh。

(2)社会效益估计

600MW低温型复合循环机组与初参数相同的湿冷机组相比，可多作功： $\left(\frac{60564.2+30333}{600000}\right)\×100\%=15.15\%,$ 这相当于使煤耗率降低13.16％；取所比较的湿冷机组煤耗率为270g/kWh，则在相同工况下，低温型并联正、逆制冷循环机组煤耗将较湿冷机组降35.52g/kWh；若年运行5500小时，其年发电量33亿千瓦时，则可节约标煤11.72万吨/年。如标煤价格按180元/吨计，则年节约燃料费用2110.02万元；它每年将减排粉尘21977.88吨，减排CO₂ 9.00万吨，减排SO₂900吨。

另外，低温型复合循环空气冷却系统在减小对环境的排热量的贡献为：

1)烟气-氨气过热器使烟气减排热量：Q_e1＝2.89×10⁸kJ/h。

2)汽轮机排汽背压降低减少的排热量：

Q_e2＝q_m·c·Δt＝1038.82t/h×1.867×(49.08-16.89)×1000＝0.62×10⁸kJ/h

3)为减轻排汽背压降低、比容增大给排汽设施尺寸增大的压力，可在低压缸增加一级回热抽汽用于加热凝结水，以使排汽量减小，从而减少的排热量：

Q_e3＝q_m·c·t＝32.4t/h×4.187×(49.08-16.89)×1000＝0.04×10⁸kJ/h

Q＝Q_e1+Q_e2+Q_e3＝3.55×10⁸kJ/h。

若该机组厂区面积为1×10⁷m²，在高200m的范围内这些热量可以把厂区内静止空气温度提高：

即每天减少的热排放相当于将厂区温度降低3.53℃。

预计到2010年我国火电空冷机组装机容量将达3500万千瓦(其中包括已在役空冷机组180万千瓦)。如果这些新装机组(3320万千瓦)都能采用低温型并联正、逆制冷循环机组，年运行小时数按5500小时计，则一年可减少排热量1.08×10¹⁴kJ。

(3)低温型并联正、逆制冷循环间接空气冷却系统的汽轮机排汽口尺寸估计(以哈汽CLN600-24.2/566/566型汽轮机为例计算)

1)排汽压力降低、比容增大所必需的排汽尺寸

4.9kPa下比容为v₂＝28.04m³/kg，若湿度为0.09，焓值2304KJ/Kg，若设法使汽轮机排汽背压降至其比容为v₁＝61.13m³/kg，即排汽比容增大2.18倍：v₁/v₂＝2.18。查表得比容为v₁＝61.13m³/kg所对应的饱和压力为1.9kPa，对应饱和温度约16.89℃，凝汽式汽轮机末级直径的估取：

${d^z}_m=\sqrt{\frac{G_c{\mathrm{\υ}}_2\mathrm{\θ}}{140\sqrt{\mathrm{\ξ\Δ}{h_t}^{\mathrm{mac}}}\sin a_2}}$

h₀＝3398.8KJ/Kg，h₂＝2924.3KJ/Kg；再热压力P_rh＝4.33MPa，h_rh＝3593.9KJ/Kg，P_c＝1.9kPa，x＝0.88，h_c＝2186.46KJ/Kg

$\mathrm{\Δ}{h_t}^{\mathrm{mac}}=(h_0-h_2)+(h_{\mathrm{rh}}-h_c)=1882\mathrm{KJ}/\mathrm{Kg},$ 对四排汽口有：

${d^z}_m=\sqrt{\frac{G_c{\mathrm{\υ}}_2\mathrm{\θ}}{140\sqrt{\mathrm{\ξ\Δ}{h_t}^{\mathrm{mac}}}{\sin a}_2}}=\sqrt{\frac{75.1\×61.13\×2.5}{140\sqrt{0.025\×1882}}}=3.457m$

由径高比d/L＝2.7，可求的末级叶片L＝1280mm。此高度的叶片国内目前尚无成熟产品，可采用6排汽口，则G_c＝50.1Kg/s，于是末叶L＝1046mm，此时其他各参数为：湿度0.12，末叶出口余速：

$V=\frac{\mathrm{Gv}}{F}=\frac{300.4\×61.13}{55.68}=329.8m/s,$ 技术上可行。

2)增加一级回热抽汽用于加热凝结水。600MW超临界湿冷机组一般为八段抽汽，第八段抽汽压力设计值为0.0228MPa，温度为64.1℃，焓值为2482.7kJ/kg，则湿度为0.06，对应饱和水焓值为263.4kJ/kg。

低温型并联正、逆制冷循环机组排汽凝结水量为300.4kg/s，饱和水温度16.89℃，而在背压为4.9kPa时对应的饱和水温为32.8℃，疏水量为260415kg/h，疏水水温为38.7℃。所以湿冷机组凝汽器的出口温度为：

$T_{\mathrm{wc}}=\frac{q_{m_1}{T}_1+q_{m_2}{T}_2}{q_{m_1}+q_{m_2}}$

$=\frac{300.4\×(32.8+273)+72.34\×(38.7+273)}{300.4+72.34}$

$=306.9K$

同理低温型并联正、逆制冷循环机组凝汽器的出口温度为：T_LT＝294.1K

加热所需热量为：

Q＝q_mcΔt＝372.74kg/s×4187J/kg.K×(33.9-21.1)＝19.98MW

需蒸汽量为 $Q=m(h_1-h_2)\⇒m=\frac{19.98\mathrm{MW}}{2482.7-263.4}=9.0\mathrm{kg}/s=32.4t/h$

即每小时需32.4吨蒸汽，相对于排汽量1081515kg/h来说，减少了3.0％。

单排汽口排汽面积 $F=\frac{\mathrm{\π}}{4}[{(D+L)}^2-{(D-L)}^2],$ F＝9.28m²，末级速度取为200m/s，质量流量1081515kg/h。

由 $\mathrm{FV}=\mathrm{Gv}\⇒v=\frac{\mathrm{FV}}{G}=\frac{9.28\×6\×200}{1081515/3600}=37.07m^3/\mathrm{Kg},$ 若保证排汽湿度不超过14％，由υ＝υ′(1-x)+xυ″可求得υ″＝43.10m³/Kg，对应饱和温度为22.3℃，对应饱和压力2.7kPa

实施例4：

采用并联正、逆制冷循环的往复式氢气压缩机工质的间接空气冷却系统

参照图8，采用并联正、逆制冷循环的往复式氢气压缩机工质的间接空气冷却系统中，由四级压缩、往复式氢气压缩机39组成，每台氢气压缩机分别设有中间冷却器43，即被替换后的单相变换热器。单相变换热器低温侧的输出端经节流阀44-46与均压箱41连接，均压箱的输出端与气液分离器42连接，在气液分离器的输出、输入端并联正、逆制冷循环的往复式氢气压缩机工质的间接空气冷却系统。

正制冷循环的工质的间接空气冷却系统(图中实线所示运行路线)，气液分离器输出端经截止阀21与电动机19拖动的压缩机11连通，压缩机的输出端经截止阀24与空冷散热器12连通，空冷散热器的输出端与储液箱14连通，储液箱输出端经节流阀16与液氨分配箱40输入端连通，液氨分配箱输出端分别经调节阀47-50与中间冷却器低温侧的输入端连通；逆制冷循环的工质的间接空气冷却系统(图中虚线所示运行路线)，气液分离器输出端经截止阀22与热力膨胀阀251连通，热力膨胀阀的输出端与空冷散热器连通，空冷散热器的输出端与储液箱连通，储液箱经制冷剂升压泵15与液氨分配箱40输入端连通，液氨分配箱输出端分别经调节阀47-50与中间冷却器低温侧的输入端连通。

石化、化工、机械等行业中使用的气体压缩机(压气机)是我国21种重点节能产品之一。多级压缩机由于压缩比大，其压缩终点可达很高温度，这不仅增大了压缩机功耗，对于被压缩气体为易燃易爆的(如氢气)还会引发安全问题。因此，为节能和安全，对于多级压缩机几乎都要加设级间冷却器，通常称之为中间冷却器。这些中冷器基本上是用水作冷却介质的壳管式间壁换热器。实际上，对于大型压缩机，其中冷器的冷却水量可达1000m³/h。

多级压缩机中冷器多采用壳管式结构，因此并联正、逆制冷循环空冷系统中的壳管式相变换热器的高温侧冷却的是被压缩的气体，气体在冷却过程中不发生相变，只是温度降低。因而这时的冷却器只有低温侧的液氨进行流动沸腾以吸取被压缩气体的显热而使其冷却，故它属于单相变换热器。这种采用合适制冷剂作冷却介质的单相变换热器可为气体由绝热压缩变为定温放热压缩奠定基础。而定温放热压缩过程和绝热压缩、多变压缩相比，其功耗最小，具有较大的节能价值。

下面以4M80往复式氢压缩机的中冷器为例说明并联正、逆制冷循环的冷却方法和工作过程。

4M80往复式氢压缩机为四级压缩，其主要性能指标如下：

各级吸气压力分别为：1.1、2.41、5.2、10.7MPa；

各级吸气温度分别为：40、40、40、40℃；

各级排气压力分别为：2.41、5.2、10.7、19.2MPa；

各级排气温度分别为：117、117、113、98℃；

各级压缩比分别为：ε₁＝2.19、ε₂＝2.15、ε₃＝2.06、ε₄＝1.79；

排气量：吸入状态下：47.4m³/min或0.79m³/s；

标准状态下：29000N m³/h或8.06N m³/s。

由上述可知，采用并联正、逆制冷循环的工质的间接空气冷却方法时，只须将壳管式中间冷却器的低温侧(管侧)的冷却水替换为处于饱和状态的液态冷却剂，本例采用氨。液氨的饱和温度通常应是高温侧气体平均温度减去平均传热温差。这样，液氨在中间冷却器的低温侧进行蒸发吸热而使高温侧的气体在等压下(忽略流动压降)降温、冷却。

(1)在正常运行时的高温时段，开启截止阀21、24，关闭截止阀22。由中间冷却器43低温侧出来的饱和气态制冷剂经均压箱41、气液分离器42、正制冷循环压缩机11升压后，送入空冷散热器12放热冷凝，凝结液进入储液箱14，然后经节流阀16降压送入液氨分配箱40，最后经调节阀47-50调整其压力、温度后回到中冷器低温侧重新进行流动沸腾换热过程，完成正制冷循环。

(2)在正常运行时的低温时段，开启截止阀22，关闭截止阀21、24、节流阀16。由中间冷却器43低温侧出来的饱和气态制冷剂经由均压箱41、气液分离器42，然后送入与正制冷循环压缩机相并联的热力膨胀阀251节流，降压后的气态氨再送入空冷散热器12放热冷凝，凝结液进入储液箱14，然后经制冷剂升压泵15增压送入液氨分配箱40，再经调节阀47-50调整其压力、温度后重新回到中间冷却器进行流动沸腾换热过程，完成逆制冷循环。

以上是针对最低压中冷器(一级中冷器)说的，其他各级中冷器的工作过程可依此类推。对于具有多级中冷器的冷却系统，各级中冷器的高温侧(壳侧)采用串联工作方式，低温侧(管侧)则采用并联工作方式。但各级中冷器的换热量(热负荷)和壳侧压力数值不同，为满足各级中冷器的换热需要，可由同一液氨分配箱供给的液态氨通过调整阀门开度来控制进入各级中冷器的液氨流量和压力、温度。

满足上述性能指标要求的各级中冷器中氢气放热量Q_i可按下式确定：

Q_i＝q_viρ_iC_p(t_o-t_i)

式中，q_vi-氢气容积流量，m³/s；ρ_i-相应参数下的氢气密度，kg/m³；

C_p-比定压热容，kJ/(kg·K)；t_o，t_i分别为氢气在中冷器出、入口的温度。具体到本例，各级放热量分别为：

Q₁＝0.79＊0.08987＊14.353＊(117-40)＝78.465KW，一级中冷器壳侧氢气压力为2.41MPa，平均温度为78.5℃；

Q₂＝0.79＊0.08987＊14.353＊(117-40)＝78.465KW，二级中冷器壳侧氢气压力为5.2MPa，平均温度为78.5℃；

Q₃＝0.79＊0.08987＊14.353＊(113-40)＝74.39KW，三级中冷器壳侧氢气压力为10.7MPa，平均温度为76.5℃；

Q₄＝0.79＊0.08987＊14.353＊(98-40)＝59.10KW，四级中冷器壳侧氢气压力为19.2MPa，平均温度为69℃；

各级中冷器均为壳管式单相变换热器，其平均传热温差可按杨世铭，陶文铨编著《传热学》(第三版)9-2节(高等教育出版社，1998)确定如下：Δt_m＝(Δt_max-Δt_min)/[ln(Δt_max/Δt_min)]

若取中冷器的出口端差为5℃，按上式可求得各级中冷器的平均传热温差为：一级中冷器：Δt_m＝27.5℃；二级中冷器：Δt_m＝27.5℃；三级中冷器：Δt_m＝26.5℃；四级中冷器：Δt_m＝22.8℃。

于是各级管侧液氨的饱和温度分别为51.0、51.0、50.0、46.2℃；其对应饱和压力分别为2.08、2.08、2.03、1.84MPa；为避免采用多个热力膨胀阀而使系统得以简化，可在各级中冷器管侧出口设一共用的均压箱。均压箱的压力可取各级中冷器管侧出口中的最低值，高于这个值的中冷器管侧出口均应设置节流阀44-46。于是，通过调整节流阀44-46可使一、二、三级的气态氨的压力均降到1.84MPa，即均压箱压力(忽略管路流动阻力)。若此时的环境气温为31℃，空冷散热器的平均传热温差为15℃，则氨的冷凝温度为46℃，对应的冷凝压力为1.829MPa，略低于均压箱压力，分离出液氨的氨气即可靠均压箱与空冷散热器的压差，通过全开热力膨胀阀进入空冷散热器放热冷凝。在环境气温低于31℃的时段，空冷散热器的冷凝压力更低于均压箱压力，可调整热力膨胀阀的开度实施节流、降压后送入空冷散热器。冷凝后的液态氨经储液箱由升压泵将液氨升压送回液氨分配箱，开始下轮循环。仅当环境气温高于31℃时，均压箱压力低于空冷散热器的冷凝压力，这时，均压箱出来的氨经气液分离器分离出液氨后进入压缩机增压送入空冷散热器冷凝放热。此时若忽略流道流动阻力和储液箱的静压头，则液态氨经储液箱由升压泵将液氨增压，送回液氨分配箱，开始下轮循环。假定各级中冷器管侧氨均为纯流动沸腾，则各级所需总液氨流量为：

G＝∑G_i＝∑Q_i/r_i

式中，i为级数，本例为1-4；r_i为各级参数下的氨蒸发气化潜热，具体到本例有：一、二级(2.08MPa)所需液氨流量G_1，2＝0.0749kg/s或269.74kg/h，三级(2.03MPa)所需液氨流量G₃＝0.071kg/s或254.49kg/h，四级(1.84MPa)所需液氨流量G₄＝0.055kg/s或198.67kg/h，即共需液氨流量为992.64kg/h。而按现有方案采用冷却水(进水温度34℃，)，设其温升为8℃，则共需水量：

W＝290.42KW/(4.175＊8)＝8.695kg/s＝31.302t/h.

通过上述各实施例的描述，再进一步综述本发明的创新点及其有益效果：

(1)本发明将现有间接干冷系统的载热质，由水改为氨或其他绿色制冷剂，并构建以单、双相变换热器、空冷散热器(制冷剂的冷凝器)、压缩机、膨胀阀、原动机等为主要组件的采用并联正、逆制冷循环的工质的间接空气冷却方法和系统，通过单、双相变换热器与蒸汽动力循环或者化工、冶金等其他工艺循环相耦合，可以利用载热质的相变来大幅度增加载热量，从而使本发明的间接空气冷却方法和系统更经济、可行。

(2)在本发明的制冷剂蒸气压缩制冷循环与蒸汽动力循环相耦合的并联正、逆制冷循环中，制冷剂的蒸发器为普通光管、强化换热管的管式换热器的冷却介质侧，也可为板翅式、板式换热器的冷却介质侧，其间壁的另一侧为汽水侧，进行着排汽放出汽化潜热的凝结过程。冷却介质侧的饱和温度应低于汽水侧的饱和温度，两者之差称为双相变换热器的传热温差。这种压缩制冷循环与蒸汽动力循环相耦合的并联正、逆制冷循环应用到电站凝汽器的干式冷却系统时，可以在运行中根据环境温度的高低改变制冷剂流经各制冷装置的次序或调整其运行参数，来获取冬、夏都比各传统空冷系统低的排汽压力。例如，我国北方地区的冬季环境温度常低达零下30℃以下，此时采用低温型正、逆制冷循环系统。这时，为保证进入回热系统的凝结水不结冰，制冷剂应在0℃以上的温度下蒸发吸热；而放热则是在零下17-20℃以上的温度下(即比环境温度高出一个空冷散热器的平均传热温差)进行。为充分利用环境低温所提供的制冷剂在双相变换热器和空冷散热器之间的焓差，可以让制冷剂按与正制冷循环相反的次序流动，即按图6、7的虚线运行：在双相变换热器4中完成定温蒸发吸热后，形成的高干度的湿蒸气或干饱和蒸气，见图10的状态点2(2’)，先送入烟气-氨气过热器29加热为过热蒸气后进入膨胀机18，膨胀减压(图10中以实线2-1表示绝热压缩，2’-1表示多变压缩)，然后送入空冷散热器12进行定温冷凝放热(图10以实线1-4表示)，冷凝后的制冷剂饱和液体经储液箱14再沿虚线引入制冷剂升压泵15进行绝热或多变压缩(图10以实线4-3表示绝热压缩)，升压后返回双相变换热器进行定温蒸发吸热(图10以实线3-2表示)，完成循环。这个循环中的制冷剂流经膨胀机、制冷剂升压泵的次序和上述正制冷循环正好相反。本发明对这种逆制冷循环的实现，只需按图6、7将虚、实线上的对应截止阀作开、闭切换即可。制冷循环的正序或逆序工作的热力学原理如图9、10、11所示。这样，本发明构建的新型间接干冷系统全年都可维持比传统干冷系统低、甚至也比常规湿冷系统还要低或相近的排汽背压。这种在传统蒸气压缩制冷循环中仅增设少量设备，如图6、7中虚线表示的管道、截止阀以及膨胀机、制冷剂升压泵等，就能使制冷剂流经制冷设备的次序按运行需要而变化。

(3)利用制冷循环的正序或逆序运行和制冷设备运行参数的调整，可以使本发明的间接干冷系统在环境与汽轮机排汽压力之间建起一道缓冲屏障，大为提高系统适应风温、风速变化的能力，保证空冷机组全年都可高效、满发。虽然运行中空冷散热器中的制冷剂冷凝温度随环境温度变化而同向变化，但可通过下述调整方法来保持制冷剂在双相变换热器中的蒸发温度不变，从而保持汽轮机排汽压力不变，以满足机组全年高效、满发的运行要求。例如，高温时段内环境温度升高时，可通过增大压缩机的压缩比(其出口温度也随压缩比的升高而升高)来保持制冷剂在双相变换热器中的蒸发温度不随环境温度的升高而升高；在低温时段中，环境温度降低时，可增大热力膨胀阀的膨胀比来维持制冷剂在双相变换热器中的蒸发温度不变。这样，尽管环境温度随时变化，双相变换热器中的蒸发温度及其对应的排汽压力却可保持不变，因而汽轮机的功率也可保持不变；另外，恒定不变的排汽参数值可取其效率最高时的对应值。这是本发明能够保证空冷机组全年都可高效、满发的依据。具体设备的选取和调节，本专业的技术人员可通过移植化工、制冷等行业已经使用的、可靠性已得到证明的成熟技术和产品来实施。

(4)蒸汽动力循环与制冷循环相耦合的间接冷却系统中的制冷剂全部采用密闭循环，无需用水。与传统间冷系统相比，节水率可达100％。

(5)只要选用熔点低于最低环境气温的制冷剂，如氨的熔点为-75℃，它对应于0.1Mpa的饱和温度为-33.7℃，因此只要蒸发温度在-33.7℃以上时，氨蒸气制冷装置无需采用真空系统，可使系统大为简化。并且只要保持汽轮机排汽的最低冷凝温度在2℃以上，则可从根本上消除发生冻害的可能。

(6)采用适当的强化相变传热技术以减小双相变换热器的冷、热流体的端差。按目前最好业绩可降至0.5℃。这将使采用双相变换热器的间接干冷系统具有几乎和直接干冷系统相等的对数平均传热温差(如图12b和c所示)，因而具有和直接干冷系统相差不多的换热面积，这可显著减小间接干冷系统的占用空间和初投资。

(7)基于复合循环的热动力学特性，利用现有制冷设备成熟的调节装置，以满足整个机组的运行要求为目标而设计的调节动力学及其调节系统，可按需要在规定范围内调节压缩机、节流阀(正制冷循环)和膨胀机或热力膨胀阀、制冷剂升压泵(逆制冷循环)的运行参数，以维持环境温度或负荷变化时的排汽真空稳定在最经济水平。

(8)鉴于间壁式相变换热器对其高温侧介质是否发生相变的适应性强，并联正、逆制冷循环的间接空气冷却方法和系统，只须根据实际工艺流程的需要以双相变换热器或单相变换热器替换原有的冷却器，即可应用于化工、石化、冶金等行业的大中型冷却器，达到节水、节能的双重目的，应用范围广。

Claims (4)

1.一种采用并联正、逆制冷循环的工质的间接空气冷却方法，根据被冷却的工质在冷却过程中是否发生相变，分别通过双相变换热器或单相变换热器与相互并联的正制冷循环和逆制冷循环相耦合；

被冷却工质在冷却过程中发生相变的，通过双相变换热器与相互并联的正制冷循环和逆制冷循环相耦合，由双相变换热器低温侧出来的饱和气态制冷剂经压缩、升压后，送入空冷散热器放热冷凝，凝结液进入储液箱，然后经节流阀降压送回双相变换热器中重新进行流动沸腾换热过程，完成正制冷循环；

其特征在于：与正制冷循环并联，将双相变换热器低温侧出来的饱和气态制冷剂先经烟气加热成过热蒸气，再送入原动机膨胀作功，降压、降温后再放热冷凝，凝结后的液态制冷剂经升压重新进入双相变换热器，开始下一轮循环，完成逆制冷循环；

被冷却工质在冷却过程中不发生相变的，通过单相变换热器与相互并联的正制冷循环和逆制冷循环相耦合，由单相变换热器低温侧出来的饱和气态制冷剂经压缩、升压后，送入空冷散热器放热冷凝，凝结液进入储液箱，然后经节流阀降压送回单相变换热器中重新进行流动沸腾换热过程，完成正制冷循环；与正制冷循环并联，也可将单相变换热器低温侧出来的饱和气态制冷剂先经烟气加热成过热蒸气，再送入原动机膨胀作功，降压、降温后再放热冷凝，凝结后的液态制冷剂经升压重新进入单相变换热器，完成逆制冷循环。

2.一种采用并联正、逆制冷循环的工质的间接空气冷却系统，根据被冷却的工质在冷却过程中是否发生相变，分别选用双相变换热器或单相变换热器，在双相变换热器或单相变换热器低温侧制冷剂的输出端和输入端之间耦合有并联的正制冷循环的间接空气冷却系统和逆制冷循环的间接空气冷却系统；

双相变换热器或单相变换热器制冷剂的输出端经阀门与压缩机连通，压缩机的输出端与空冷散热器连通，空冷散热器的输出端与储液箱连通，储液箱经节流阀与双相变换热器或单相变换热器制冷剂的输入端连通，组成正制冷循环的间接空气冷却系统；

其特征在于：双相变换热器或单相变换热器制冷剂的输出端通过另一阀门与烟气—制冷剂过热器连通、烟气—制冷剂过热器的输出端与原动机连通，原动机的输出端与空冷散热器连通，空冷散热器的输出端与储液箱连通，储液箱经升压泵与双相变换热器或单相变换热器制冷剂的输入端连通，组成逆制冷循环的间接空气冷却系统；

所述的原动机是利用气态制冷剂膨胀作功的膨胀机、气轮机或氨气轮机。

3.根据权利要求2所述的采用并联正、逆制冷循环的工质的间接空气冷却系统，其特征在于：所述的逆制冷循环的间接空气冷却系统，是在双相变换热器或单相变换热器制冷剂的输出端通过阀门与烟气—制冷剂过热器连通，烟气—制冷剂过热器的输出端经阀门与膨胀机连通，膨胀机的输出端与空冷散热器连通，空冷散热器的输出端与储液箱连通，储液箱经升压泵与双相变换热器或单相变换热器制冷剂的输入端连通，组成逆制冷循环的空气冷却系统。

4.根据权利要求2或3所述的采用并联正、逆制冷循环的工质的间接空气冷却系统，其特征在于：在逆制冷循环的间接空气冷却系统中，还设有一热力膨胀阀并联在烟气—制冷剂过热器和膨胀机的两端。

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