凝汽器抽氣系統噴水冷卻優化研究

王 駿， 朱靈瑜， 吳正勇， 盧承斌， 姚永靈， 黃恩和

(1. 江蘇方天電力技術有限公司， 南京 211100； 2. 東南大學 能源與環境學院， 南京 210096)

凝汽器作為汽輪機冷端設備的重要組成部分，其冷端損失是汽輪機發電機組的最大可控損失，而汽輪機抽氣系統是影響凝汽器真空的重要因素。水環真空泵(簡稱水環泵)因具有抽速大、結構簡單等優點，被廣泛運用于汽輪機凝汽器抽氣系統[1]。一方面，水環泵以水為工作介質，工作液達到飽和溫度時就會汽化，因而決定了其極限抽氣壓力；另一方面，凝汽器壓力隨季節變化，但水環泵近似容積泵，壓縮比雖能在一定范圍內變化，但會產生附加損失導致能耗增大。針對目前水環泵抽氣系統存在的問題，某些發電廠將氣冷式羅茨機械真空泵(簡稱羅茨泵)用作前級泵，提高水環泵吸氣壓力和抽氣能力，稱為羅茨泵與水環泵復合抽氣系統[2]。傳統羅茨泵機組采用表面式換熱器，但由于凝汽器抽氣中含有相當一部分空氣，積聚在換熱器管束周圍將會影響冷卻效果。

筆者基于凝汽器采用羅茨泵與水環泵復合抽氣系統，優化泵組中間換熱器，采用混合式噴水冷卻器代替表面式換熱器，建立抽氣系統數學模型[3-4]，分析噴水冷卻器減溫水質量流量對泵組功耗的影響，并進行中間點冷卻優化。

1 抽氣系統

某600 MW機組配備N-36000型凝汽器，該凝汽器為雙背壓、雙殼體、單流程、表面式橫向布置凝汽器，循環冷卻水設計溫度為20 ℃，筆者以低壓側凝汽器為研究對象進行數學計算。抽氣系統應滿足不同凝汽器背壓下的最大要求抽氣量，采用ZJQ-1800型羅茨泵[5-6]后接2BEC-50型水環泵。

圖1為該機組凝汽器抽氣系統示意圖。

圖1 羅茨泵與水環泵復合抽氣系統

凝汽器中蒸汽空氣混合物首先由羅茨泵進行預壓縮，氣體壓力和溫度將會明顯提高，壓力的提高避免了水環泵長期工作在極限壓力附近。混合氣體隨后經過噴水冷卻器噴射減溫水進行降溫，使得減溫后的氣體返流至羅茨泵進氣腔室，冷卻羅茨泵的轉子和腔室；由于溫度的降低混合氣體體積流量減小，對水環泵抽氣出力要求降低，節省了水泵功耗。

相比傳統機組，該系統采用混合式噴水冷卻器代替表面式冷卻器，主要依靠減溫水的蒸發吸熱。減溫水水源來自閉式冷卻器的除鹽水，溫度與水環泵工作液接近。由于水的汽化潛熱巨大，而蒸汽和空氣的比熱容較小，少量的減溫水即可起到有效的冷卻作用，相比表面式冷卻器冷卻水的利用率更高。冷卻器底部設有水泵，將未蒸發的減溫水抽回到凝汽器熱井中。

2 噴水冷卻優化計算

進行冷卻優化時，應綜合考慮減溫水質量流量和泵組功耗影響等因素。

2.1 減溫水質量流量

若噴水冷卻器的減溫水質量流量較少，混合氣體中蒸汽質量流量僅有少量增加。隨著噴水冷卻器的減溫水量增加，混合氣體的溫度逐漸降低，若低于初始蒸汽分壓對應的飽和溫度，一部分蒸汽將發生冷凝，總蒸汽質量流量可能減小。

在噴水冷卻器中，根據能量守恒定律且不考慮冷卻器與外界環境換熱，混合氣體中的蒸汽和空氣放熱量應等于冷卻水的吸熱量。

Qaqm,a+Qsqm,s=Qjqm,j

(1)

0.85×10-6t2-0.39×10-9t3)dt

(2)

Qj=x(h2-hj)+4.187(1-x)(t2-tj)

(3)

式中：Qa為空氣放熱量，kJ/kg；Qs為蒸汽放熱量，kJ/kg；Qj為冷卻水吸熱量，kJ/kg；qm,a為空氣質量流量，kg/h；qm,s為蒸汽質量流量，kg/h；x為噴射的減溫水蒸發質量比(0≤x≤1)；qm,j為減溫水質量流量，kg/h；h2為減溫后的蒸汽比焓，kJ/kg；t1、t2為減溫前、后氣體溫度，℃；tj為減溫水溫度，℃。

減溫水質量流量由式(1)變換后見下式。

(4)

筆者進行噴水冷卻器的減溫水用量優化時主要分兩種情況進行討論，即混合氣體中蒸汽不發生冷凝和混合氣體中蒸汽部分冷凝，具體計算如下。

(1) 混合氣體中蒸汽不發生冷凝。

Qs=h1-h2

(5)

式中：h1為減溫前的蒸汽比焓，kJ/kg。

qm,s1=qm,s+xqm,j

(6)

式中：qm,s1為蒸汽不發生冷凝時減溫后蒸汽質量流量，kg/h

(2) 混合氣體中蒸汽部分發生冷凝。

Qs=(1-y)(h1-h2)+y(h1-hs)

(7)

式中：y為蒸汽冷凝質量比；hs為冷凝后飽和水比焓，kJ/kg。

qm,s2=(1-y)qm,s+xqm,j

(8)

式中：qm,s2為蒸汽部分冷凝時減溫后蒸汽質量流量，kg/h。

如果減溫水用量較少，減溫后混合氣體溫度高于混合氣體中蒸汽分壓對應飽和溫度，且混合氣體中空氣比熱容很小，少量減溫水即能起到顯著的冷卻效果。如果減溫水用量較多，減溫后混合氣體溫度低于混合氣體中蒸汽分壓對應飽和溫度，部分蒸汽將發生冷凝，減溫后蒸汽質量流量可能減少。

求得新的蒸汽質量流量后可根據道爾頓分壓定律確定蒸汽分壓，重新查表得到蒸汽比焓，進行迭代計算，當誤差小于0.5%時停止迭代(見圖2)。

圖2 減溫水質量流量計算流程

2.2 泵組功耗

抽氣系統的泵組功率計算具體見文獻[7]。

3 結果分析

在夏季和冬季工況下，進行計算分析時所有工況的參數匯總見表1。

表1 夏季和冬季工況下參數匯總

3.1 混合氣體中蒸汽不發生冷凝

機組負荷率分別為100%、90%、80%、70%時，在夏季和冬季工況下減溫水質量流量對泵組功耗的影響見圖3。

圖3 泵組功耗隨減溫水質量流量的變化

由圖3可知：增加減溫水質量流量可有效降低泵組功耗，且夏季工況泵組功耗降低更明顯，降低了近10%。因此在進行冷卻優化時可以適當增加減溫水質量流量，尤其是在夏季。

3.2 混合氣體中蒸汽部分發生冷凝

機組負荷率分別為100%、90%、80%、70%時，在夏季和冬季工況下蒸汽冷凝質量比對減溫水質量流量的影響見圖4。

圖4 減溫水質量流量隨蒸汽冷凝質量比的變化

機組負荷率分別為100%、90%、80%、70%時，在夏季和冬季工況下蒸汽冷凝質量比對泵組功耗的影響見圖5。

圖5 泵組功耗隨蒸汽冷凝質量比的變化

由圖4、圖5可知：在夏季、冬季工況下，泵組功耗幾乎與蒸汽冷凝質量比無關，但是減溫水質量流量受蒸汽冷凝質量比影響較大。

3.3 蒸汽冷凝臨界點計算

同一工況下，隨著噴水冷卻器的減溫水質量流量的增加必然存在某個確定的質量流量使蒸汽剛好能夠發生冷凝，此時的蒸汽壓力等于該溫度對應的飽和蒸汽壓力。仍然采用圖2的計算流程，按照混合氣體中蒸汽部分發生冷凝的計算方法，蒸汽冷凝質量比取 0。夏季、冬季工況臨界泵組功耗及臨界減溫水質量流量隨機組負荷率的變化見圖6。

圖6 臨界機組功耗及臨界減溫水質量流量變化曲線

在蒸汽不發生冷凝的情況下增加減溫水質量流量可有效降低泵組功耗。若減溫水質量流量過大，蒸汽發生冷凝，雖然計算得到的蒸汽質量流量減小，但實際上需要大量的減溫水蒸發吸熱以平衡蒸汽冷凝產生的汽化潛熱，綜合多方因素蒸汽質量流量幾乎維持不變，泵組功耗不受蒸汽冷凝質量比的影響。因此，在進行冷卻優化時，應在盡量避免發生蒸汽冷凝的情況下增加減溫水質量流量。

4 結語

筆者基于復合抽氣系統，采用混合式噴水冷卻器代替表面式換熱器，對混合氣體中蒸汽不發生冷凝和蒸汽部分冷凝分別進行討論，優化了噴水冷卻器的減溫水質量流量，得出以下結論：

(1) 蒸汽不發生冷凝時泵組功耗隨減溫水質量流量的增加而明顯降低；蒸汽部分冷凝時泵組功耗隨減溫水減溫水質量流量的增加幾乎不變。

(2) 進行噴水冷卻優化時應在避免蒸汽冷凝的前提下增加減溫水質量流量。