凝汽器抽气系统喷水冷却优化研究

2020-02-12朱灵瑜吴正勇卢承斌姚永灵黄恩和

发电设备 2020年1期

王骏，朱灵瑜，吴正勇，卢承斌，姚永灵，黄恩和

(1. 江苏方天电力技术有限公司，南京 211100； 2. 东南大学能源与环境学院，南京 210096)

凝汽器作为汽轮机冷端设备的重要组成部分，其冷端损失是汽轮机发电机组的最大可控损失，而汽轮机抽气系统是影响凝汽器真空的重要因素。水环真空泵(简称水环泵)因具有抽速大、结构简单等优点，被广泛运用于汽轮机凝汽器抽气系统[1]。一方面，水环泵以水为工作介质，工作液达到饱和温度时就会汽化，因而决定了其极限抽气压力；另一方面，凝汽器压力随季节变化，但水环泵近似容积泵，压缩比虽能在一定范围内变化，但会产生附加损失导致能耗增大。针对目前水环泵抽气系统存在的问题，某些发电厂将气冷式罗茨机械真空泵(简称罗茨泵)用作前级泵，提高水环泵吸气压力和抽气能力，称为罗茨泵与水环泵复合抽气系统[2]。传统罗茨泵机组采用表面式换热器，但由于凝汽器抽气中含有相当一部分空气，积聚在换热器管束周围将会影响冷却效果。

笔者基于凝汽器采用罗茨泵与水环泵复合抽气系统，优化泵组中间换热器，采用混合式喷水冷却器代替表面式换热器，建立抽气系统数学模型[3-4]，分析喷水冷却器减温水质量流量对泵组功耗的影响，并进行中间点冷却优化。

1 抽气系统

某600 MW机组配备N-36000型凝汽器，该凝汽器为双背压、双壳体、单流程、表面式横向布置凝汽器，循环冷却水设计温度为20 ℃，笔者以低压侧凝汽器为研究对象进行数学计算。抽气系统应满足不同凝汽器背压下的最大要求抽气量，采用ZJQ-1800型罗茨泵[5-6]后接2BEC-50型水环泵。

图1为该机组凝汽器抽气系统示意图。

图1 罗茨泵与水环泵复合抽气系统

凝汽器中蒸汽空气混合物首先由罗茨泵进行预压缩，气体压力和温度将会明显提高，压力的提高避免了水环泵长期工作在极限压力附近。混合气体随后经过喷水冷却器喷射减温水进行降温，使得减温后的气体返流至罗茨泵进气腔室，冷却罗茨泵的转子和腔室；由于温度的降低混合气体体积流量减小，对水环泵抽气出力要求降低，节省了水泵功耗。

相比传统机组，该系统采用混合式喷水冷却器代替表面式冷却器，主要依靠减温水的蒸发吸热。减温水水源来自闭式冷却器的除盐水，温度与水环泵工作液接近。由于水的汽化潜热巨大，而蒸汽和空气的比热容较小，少量的减温水即可起到有效的冷却作用，相比表面式冷却器冷却水的利用率更高。冷却器底部设有水泵，将未蒸发的减温水抽回到凝汽器热井中。

2 喷水冷却优化计算

进行冷却优化时，应综合考虑减温水质量流量和泵组功耗影响等因素。

2.1 减温水质量流量

若喷水冷却器的减温水质量流量较少，混合气体中蒸汽质量流量仅有少量增加。随着喷水冷却器的减温水量增加，混合气体的温度逐渐降低，若低于初始蒸汽分压对应的饱和温度，一部分蒸汽将发生冷凝，总蒸汽质量流量可能减小。

在喷水冷却器中，根据能量守恒定律且不考虑冷却器与外界环境换热，混合气体中的蒸汽和空气放热量应等于冷却水的吸热量。

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为空气放热量，kJ/kg；Qs为蒸汽放热量，kJ/kg；Qj为冷却水吸热量，kJ/kg；qm,a为空气质量流量，kg/h；qm,s为蒸汽质量流量，kg/h；x为喷射的减温水蒸发质量比(0≤x≤1)；qm,j为减温水质量流量，kg/h；h2为减温后的蒸汽比焓，kJ/kg；t1、t2为减温前、后气体温度，℃；tj为减温水温度，℃。

减温水质量流量由式(1)变换后见下式。

(4)

笔者进行喷水冷却器的减温水用量优化时主要分两种情况进行讨论，即混合气体中蒸汽不发生冷凝和混合气体中蒸汽部分冷凝，具体计算如下。

(1) 混合气体中蒸汽不发生冷凝。

Qs=h1-h2

(5)

式中：h1为减温前的蒸汽比焓，kJ/kg。

qm,s1=qm,s+xqm,j

(6)

式中：qm,s1为蒸汽不发生冷凝时减温后蒸汽质量流量，kg/h

(2) 混合气体中蒸汽部分发生冷凝。

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

(7)

式中：y为蒸汽冷凝质量比；hs为冷凝后饱和水比焓，kJ/kg。

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

(8)

式中：qm,s2为蒸汽部分冷凝时减温后蒸汽质量流量，kg/h。

如果减温水用量较少，减温后混合气体温度高于混合气体中蒸汽分压对应饱和温度，且混合气体中空气比热容很小，少量减温水即能起到显著的冷却效果。如果减温水用量较多，减温后混合气体温度低于混合气体中蒸汽分压对应饱和温度，部分蒸汽将发生冷凝，减温后蒸汽质量流量可能减少。

求得新的蒸汽质量流量后可根据道尔顿分压定律确定蒸汽分压，重新查表得到蒸汽比焓，进行迭代计算，当误差小于0.5%时停止迭代(见图2)。

图2 减温水质量流量计算流程

2.2 泵组功耗

抽气系统的泵组功率计算具体见文献[7]。

3 结果分析

在夏季和冬季工况下，进行计算分析时所有工况的参数汇总见表1。

表1 夏季和冬季工况下参数汇总

3.1 混合气体中蒸汽不发生冷凝

机组负荷率分别为100%、90%、80%、70%时，在夏季和冬季工况下减温水质量流量对泵组功耗的影响见图3。

图3 泵组功耗随减温水质量流量的变化

由图3可知：增加减温水质量流量可有效降低泵组功耗，且夏季工况泵组功耗降低更明显，降低了近10%。因此在进行冷却优化时可以适当增加减温水质量流量，尤其是在夏季。

3.2 混合气体中蒸汽部分发生冷凝

机组负荷率分别为100%、90%、80%、70%时，在夏季和冬季工况下蒸汽冷凝质量比对减温水质量流量的影响见图4。

图4 减温水质量流量随蒸汽冷凝质量比的变化

机组负荷率分别为100%、90%、80%、70%时，在夏季和冬季工况下蒸汽冷凝质量比对泵组功耗的影响见图5。

图5 泵组功耗随蒸汽冷凝质量比的变化

由图4、图5可知：在夏季、冬季工况下，泵组功耗几乎与蒸汽冷凝质量比无关，但是减温水质量流量受蒸汽冷凝质量比影响较大。

3.3 蒸汽冷凝临界点计算

同一工况下，随着喷水冷却器的减温水质量流量的增加必然存在某个确定的质量流量使蒸汽刚好能够发生冷凝，此时的蒸汽压力等于该温度对应的饱和蒸汽压力。仍然采用图2的计算流程，按照混合气体中蒸汽部分发生冷凝的计算方法，蒸汽冷凝质量比取 0。夏季、冬季工况临界泵组功耗及临界减温水质量流量随机组负荷率的变化见图6。

图6 临界机组功耗及临界减温水质量流量变化曲线

在蒸汽不发生冷凝的情况下增加减温水质量流量可有效降低泵组功耗。若减温水质量流量过大，蒸汽发生冷凝，虽然计算得到的蒸汽质量流量减小，但实际上需要大量的减温水蒸发吸热以平衡蒸汽冷凝产生的汽化潜热，综合多方因素蒸汽质量流量几乎维持不变，泵组功耗不受蒸汽冷凝质量比的影响。因此，在进行冷却优化时，应在尽量避免发生蒸汽冷凝的情况下增加减温水质量流量。