（动力机械及工程专业论文）汽轮机真空辅助冷却系统的研究.pdf

f j 一 ! ，善 l 枣 ? 卜 声明尸明 1 l i l t l l l l l l l l l l l i i i l l l l l l l l l l l l l l l l l l l l l l i l l l l l i y 17 8 6 0 7 6 本人郑重声明：此处所提交的硕士学位论文 1 ；为( 胡。) 这段焓降的平均 干度。 背压由p 2 。上升至成过程中整机理想焓降改变量为： c = 击蹦撕【1 一尝) 竿】| 鲁【1 _ 尝) 镜 协5 ) 余速损失的改变量可以根据两种工况下的速度三角形求出 ll【i 华北电力大学硕士学位论文 ( 葫日) - 去( c ；- e l ) 一寺( 以一吆- 2 u w 2 c o s p 2 + 2 u w 2 c r c o s # 2 ) 一譬t 诺廿去尝一班c o s 剐 2 ， = 。 ( 6 ) 式中，c 2 、分别是排汽压力为以时的末级动叶出i z l 的绝对速度和相对速度， m s ；c 2 口、仃分别是排汽压力为p 2 口时的末级动叶出口的绝对速度和相对速度，邮： 以为圆周速度，m s ；岛为末级动叶中与轮周方向的夹角度。 背压由p 2 。上升至见过程中末级处于亚临界工况，动叶出口面积均为4 ，故 堡鳖。兰。常数 一- 一l l l 而y 爿b ，2 c r ，2 l w 2 。p 2 ；降) i l ；一i w 2 c ry 撕p c ( 2 7 ) ( 2 - 8 ) 式中，p 2 、分别是排汽压力为段和p 2 仃时的排汽比容；腮为多变指数，万可 以用下式来计算 刀。毒l 一 ( 2 9 ) 刀。乏_ = _ ；丽 。z 。y ， 式中，9 为喷嘴速度系数；k 为定熵指数( 绝热指数) ，在湿蒸汽区k = 1 0 3 5 + o 1 x ， 其中x 是蒸汽的干度。 把式( 2 8 ) 代入式( 2 - 6 ) ，然后再把式( 2 - 5 ) 和式( 2 6 ) 代入式( 2 4 ) ，得 到汽轮机背压由i 隘界压力上升时，汽轮发电机组电功率与临界- 1 - 况时电功率的差值 为 峨唧m z 苦2 咖学竽卜等【学 - 1 】 + 坠坐竺堕【( 且) 一1 】切。叩。3 6 ( 2 1 0 ) 则 由于动叶在临界状态下时，有吆一纫撕而且 w 2 口d c _ 。一_ 。一 y 2 c f彳b 8 ( 2 1 1 ) 、； 华北电力大学硕士学位论文 见 。亍才 ( 2 1 2 ) 其中，凝汽式汽轮机末级在通常真空变化范围内可以近似取为常数3 7 0 m s 。 由上分析可知，当背压从临界压力如口上升到某一背p c 时，汽轮发电机组电 功率的变化量为蛾，而当背压从临界背压变化到额定背压时，汽轮发电机组 电功率的变化量为必口，所以当背压从额定背压变化到某一背压风时，汽轮发电机 组电功率的变化值为： a p 一峨一蝇口( 2 1 3 ) 2 背压由末级动叶i 隘界压力如口下降 背f 五, e hp 2 口下降只能引起蒸汽在末级动叶斜切部分膨胀并偏转，而不影响末级 动叶喉部前的参数，故汽轮发电机组电功率的改变量只与动叶出口相对速度屹有 关，即 式中，6 ：为蒸汽在末级动叶斜切部分中膨胀时的偏转角度；石 1 ，这是因为 背压下降，凝结水温降低，压力最低的回热抽汽量增大，最末级内功率减小。 动叶出口相对速度w 2 的增大是由于背压下降、动叶中理想焓降增大引起的，因 此 由上式可以得到 咿2 w 乞等【1 一南睦) 竿1 赢， 另外，由动叶出口偏转角计算公式，得 s i n ( f 1 2 + 6 2 ) ；( p c ) - - w 撕s i n 卢2 ( 2 1 7 ) 把式( 2 1 7 ) 和式( 2 1 6 ) 代入式( 2 - 1 4 ) 得到背压由末级动叶临界压力p 2 口下 m协 屈 以兰 纨毗芝生也万蒜州厨己眈 旦 ，弋撕 h f 丝r 上h p 日 一 1 一一 ，i 、 一k心告争寺 华北电力大学硕士学位论文 降时，汽轮发电机组电功率与临界工况时电功率的差值为： 峨一d c 岷 鲁【1 一去学竿】- s 纽2 卢：尝) 一扇k 朋以3 6 ( 2 1 8 ) 同理，当背压从临界压力既口下降到某一背压阢时，汽轮发电机组电功率的变 化量为嵋，而当背压从临界背压p ：。变化到额定背压时，汽轮发电机组电功率的变 化量为蝇。，所以当背压从额定背压变化到某一背压以时，汽轮发电机组电功率的 变化值仍可由式( 2 - 1 3 ) 来计算。又根据热耗率相对变化一等一一砸p o ，所以 可得背压变化对热耗率的影响。 2 2 3 等效热降法 用等效热降法来分析背压变化对汽轮机作功的影响可以从两方面来考虑【1 8 , 1 9 l ， 其一是排汽焓改变引起机组有效焓降变化，当机组排汽压力升高时，机组排汽焓变 化j l = 吃一吃，因为这部分焓降是哎k g 蒸汽在汽轮机内的有效作功焓降，其直接导 致新蒸汽作功减少，减少量为： a h o 。一q “一九) ( 2 - 1 9 ) 当背压小于极限背压时按创= a c 阻一以) 计算，吃为极限背压下排汽焓值； 其二是凝结水温度的改变引起最靠近凝汽器的最末一个低压加热器( 1 号) 抽汽量的 变化，排汽压力升高时，由于1 号加热器抽气压力压力不变，加热器的出口水温不 变，其加热器的焓升变化为t = f ：一f 。，使加热器的热耗量减少口。l ，其保证1 号加热器出口水焓不变，由等效焓降理论，相当于纯热量a 。l 进入加热器中，则 引起有新蒸汽效焓降增加，其增加值为： 衄一纯一气) 啸 ( 2 2 0 ) 式中： 吃，t 变化后的排汽和凝结水焓值； 吼凝汽分额； 口。通过1 号加热器的凝结水份额： 吃，乙排汽和凝结水焓值： 硝背压变化后的1 号加热器的抽汽效率； 上标“，”为背压变化后的参数( 以下均同) ；各符号意义可参考图2 - 1 。 1 0 华北电力大学硕士学位论文 f i l 图2 - 1 背压变化局部热力系统图 其中硝是等效焓降的核心，是等效焓降能使局部定量简便、准确的根本，排汽压力 变化其硝值，要根据1 号加热器的型式而定。当1 号加热器疏水为放流式时，它的抽汽 压力不变，且加热器的疏水温度和疏水焓不变，吼一反一啊一f i 。， 州一等一h i 吼- h ：一半丑q l ( 1 鲁哪一铮吼吼吼爿ln l 其中：q = 啊一吃，吼= 啊一石；仇一鲁 而1 号加热器疏水为汇集式时： 西- j l l 一- 啊一乞一以一) = q l 一 ( 2 2 1 ) 则 琉；堕q l 霉q l 一仇( 1 一等 1 磋q l 却 一 一l 其中：q = 啊也吼- 啊一i ；仇一鲁 由上分析，主汽轮机排汽压力升高对新蒸汽等效焓降的变化为： 月r 4a 一a 且r 0 。= ( - t ) ，矗一q ( 噬一 c ) ( 2 - 2 2 ) 由于大型机组给水泵通常都是小汽轮机驱动，其小汽轮机排汽也进入凝汽器， 因此背压变化会引小汽轮机排汽压力改变。机组一定负荷时为了保证压头和给水泵 流量的稳定，小汽轮机的输出功需要保持恒定，所以需要调整小机的进汽量以补偿 背压变化对其作功的影响。 小机功率可按下式计算： 忍。型查监 ( 2 2 3 ) 1 l 矿| 啦 华北电力大学硕士学位论文 则，小机的进汽份额为 ”卺一志一糕( 2 - 2 4 ) 式中d 。通过给水泵的流量； ，k 给水泵效率和小机的机械效率； 西，“给水泵出口，进口压力； y 给水泵进出口水的平均比容； d 0 汽轮机的新蒸汽流量： h a , k 小机进汽，排汽焓值。 背压改变使小机进汽份额变化 吨一堂等挚型 由于厅名- h 妇所以上式可以简化为： 吨s 哮争 ( 2 2 5 ) 如果背压升高，小汽轮机的排汽焓由k 变化到畦时，补偿的进汽量为a 为时， 因为这a 向汽量以k 排出系统，所以其损失为： 为 a h 。a a 如一噬) ( 2 2 6 ) 小汽轮机背压升高时使排汽焓由k 上升到k 其进汽份额a 为直接损失作功为： 砜一口知( ，一k ) ( 2 2 7 ) 综上以上效焓降变化，排汽变化引起的整个汽轮机装置的新蒸汽等效热降变化 a h 一日屹一h 。1 一( 毗+ ) 一硝一q 地一a 妇k 一口细( 一噬) ( 2 2 8 ) 利用蛾= 由= 却i 一一i 面a l l ，即可得出背压变化对热经济性的影响。 因此当机组主蒸汽量为o o ，背压变化时汽轮发电机组电功率变化量为： 1 2 华北电力大学硕士学位论文 a p d o 。a h r l , q s 3 6 ( 2 2 9 ) 由于等效焓降在计算排汽压力对机组功率的影响时，其排气压力用凝汽器压力 来代替，因为排汽压力等于凝汽器压力和排气阻力之和，因此会带来误差，所以要 对汽轮机排汽阻力进行核查。 水环真空泵工作水温度或者水环真空泵运行方式改变时，凝汽器真空发生变 化，从而使得汽轮机排汽密度发生变化，导致汽轮机排汽阻力变化，因此应该考虑 真空变化对汽轮机排汽阻力的影响。排汽阻力为： 瓴。k 堡 ( 2 3 0 ) p 式中k 为反映排汽管道结构尺寸及阻力的系数，1 m 4 ；p 为排汽的平均密度， k g m 3 。 由式( 2 3 0 ) 可知，由于凝汽器真空提高，汽轮机排汽密度p 减小，以此在排汽量 一定时，汽轮机排汽阻力增大 减小了汽轮机电功率的增加值 下，排汽阻力对汽轮机背压的 表2 - 1 排汽阻力计算结果 但实际上却在一定程度上 例，计算在不同的排汽量 刁o 由表2 - 1 可以看出，排汽阻力在整个凝汽器压力变化时其变化量并不大况且其 值很小，因此在以凝汽器压力来代替汽轮机背压对机组电功率的影响时，可以忽略 排汽阻力的影响，用凝汽器压力来代替排汽压力。 2 2 4 几种计算方法的比较分析 下面以某电厂n 3 0 0 - - - 1 6 7 1 5 3 7 5 3 7 为例，其额定背压p c = 5 3 9 k p a 、额定蒸汽量 见= 8 9 7 7 t h 作为基准工况分别用汽轮机末级计算法、系统热平衡法和等效焓降法计 算背压变化对汽轮发电机组功率的影响，其中排汽焓以干度为0 9 3 8 算出；汽轮机 排汽流量份额= 0 6 3 8 7 ，凝结水流量份额= o 7 7 1 6 ；最末级( 1 号) 加热器抽汽 等效焓降q = 2 5 8 1 ( k j k g ) ；发电机效率为仇= 0 9 9 9 ，机械效率= 0 9 9 8 ；热耗率为 1 3 华北电力大学硕士学位论文 8 8 0 0 k j ( k w h ) ，发电标准煤耗率b b = a o a 6 9 ( k w h ) ；由此得到汽轮机背压变化时 机组功率变化的规律，如表2 - 2 和图2 2 。 表2 - 2 等效焓降法计算背压变化对机组各热经济性指标的影响 汰 循环效率相对 发电煤耗变化发电热耗率变 机组功率变化 背压好a 变化却f a b b g l 【w h化留i d a w - h 瞳| k w 2 42 5 57 6 52 2 4 47 6 6 1 2 62 7 08 1 02 3 7 68 1 1 1 2 8 2 7 7 8 3 1z 4 3 7 6 8 3 0 0 3 02 6 57 9 52 3 3 2 7 9 6 5 3 22 4 57 3 52 1 5 67 3 4 6 3 42 2 16 6 3 1 9 4 4 8 6 6 4 4 3 61 9 95 9 71 7 5 1 25 9 8 4 3 81 7 75 3 11 5 5 7 65 3 2 3 4 01 5 24 5 61 3 3 7 64 5 6 3 4 41 2 83 8 41 1 2 6 43 1 6 7 50 3 9 1 1 7 3 4 3 21 1 8 1 5 3 9oooo 6旬5 81 7 4- 5 1 0 4- 1 7 3 4 7 1 4 6 _ 4 3 81 2 8 4 8 4 3 7 l 8- 2 2 4- 6 7 21 9 7 1 26 7 2 3 9 2 9 1 8 7 3 2 5 6 0 8 8 7 2 0 萤 皋 锹 褥 督 汽轮机背压l q p a 图2 - 2 不同方法计算背压变化机组电功率的影响 由图2 2 可以看出，在额定工况下，以回热系统热平衡方法的计算值为基准， 1 4 l 华北电力大学硕士学位论文 汽轮机末级计算法的计算值的误差远远大于等效焓降的计算误差。利用汽轮机末级 计算方法进行计算过程中所用到的很多数据都与机组热力系统的结构有关，当机组 热力系统的结构发生变化或机组运行年久老化时就不宜再使用汽轮机原理方法进 行计算。回热系统热平衡方法虽然计算精度较高，但是由于涉及的变量太多，计算 比较繁琐，有时会由于原始资料不足而无法进行计算。等效焓降计算方法比较简单， 而且等效焓降法计算的结果与回热热平衡法的计算值非常接近。由此看出等效焓降 法是一种便捷而有准确的方法，所以在以下章节在水环真空泵优化确定真空泵工作 水温或真空泵投用的台数时，将采用等效焓降法计算背压变化对机组功率的影响。 上面等效焓降是在机组额定负荷时计算背压对机组功率的影响，它不能应用于 其他负荷。因此为了适应不同负荷( 不同主蒸汽流量) 背压对机组功率的影响，图 2 3 分别对机组在1 0 0 、7 5 、5 0 额定负荷情况下( 蒸汽流量为8 9 7 7 讹、6 4 3 5t h 4 5 8 4t h ) ，用等效热降方法计算的排汽压力变化对汽轮发电机组电功率的影响。同 时为了方便计算应拟合出不同负荷时背压变化对机组功率变化的关系。 麦 釜 交 锹 晷i 卜 督 图2 3 不同负荷下背压与电功率改变量的关系曲线 2 3 等效焓降法背压变化对机组功率变化量关系曲线的拟合 有图2 3 看出当机组背压小于极限压力( 这里为2 8 k p a ) ，背压降低其功率不会 增加，其原因此时末级动叶斜切部分的膨胀能力已经用完，蒸汽在斜切部分外部膨 胀，功率不会增加，反而因凝结水温降低，一号加热器抽汽量增大，机组功率降低。 同时考虑实际机组背压的运行范围大多时间都高于机组的极限压力，因此对汽轮机 背压对机组电功率变化关系的拟合时，可以只需对汽轮机背压大于极限压力的拟 1 5 华北电力大学硕士学位论文 合，见图2 4 、2 5 、2 - 6 。 鑫 妻 髯 雷 汽轮机背压巳坤a 图2 - 41 0 0 9 6 额定负荷背压与电功率拟合曲线 螽 耋 警 雷 汽轮叽背且酰酗 图2 - 57 5 额定负荷背压与电功率拟合曲线 汽轮机背压l 。k p a 图2 - 65 0 额定负荷背压与电功率拟合曲线 当负荷为1 0 0 额定时，机组背压与汽轮发电机组功率变化量的关系： p - 2 7 6 1 5 7 2 p c 3 3 6 4 9 2 4 8 9 p , 2 - 1 5 8 1 1 8 2 5 7 p , + 1 4 9 5 8 5 0 6 0 8 ( 2 3 1 ) 当负荷为7 5 额定时，机组背压与汽轮发电机组功率变化量的关系： a p ；9 3 4 8 4 8 p , 34 4 5 7 9 4 6 p 。22 4 7 2 1 3 5 9 9 p 。+ 1 3 1 8 3 6 5 1 9 7 ( 2 - 3 2 ) 当负荷为5 0 额定时，机组背压与汽轮发电机组功率变化量的关系： 厶- p 一4 3 2 6 0 4 p , 3 + 6 8 2 2 0 5 p , 2 1 9 4 3 8 0 1 3 9 p , + 9 6 1 3 0 8 6 5 3 ( 2 - 3 3 ) 由图2 - 4 、2 - 5 、2 - 6 拟合曲线和实际等效焓降计算值比较来看，拟合的曲线很 接近实际计算的值，因此以上的拟合曲线公式能够表达机组背压与汽轮发电机功率 1 6 华北电力大学硕士学位论文 变化的关系。因此在不同负荷背压由见。变化到见2 时，汽轮发电机相对功率变化量 为a ( a p ) - 必一鹋 2 4 凝汽器压力应达值确定 凝汽器变工况最终是体现在凝汽器压力的变化。当凝汽器冷却水温、冷却水流 量、凝汽器热负荷、漏空气量和凝汽器管束清洁系数改变时，凝汽器压力会发生变 化，其凝汽器压力变化不但会影响机组的经济性和安全性，同时还会影响凝汽器抽 气器( 真空泵) 工作能力，同时真空泵抽气能力变化反过来有影响凝汽器的压力因 此为了消除真空泵抽吸能力对凝汽器压力的影响，在优化真空泵运行时，其真空泵 吸入口压力应以凝汽器压力应达值为基础凝汽器压力应达值是指在运行工况和环 境条件下凝汽器压力应该达到的最佳值 2 4 1 凝汽器变工况压力应达值数学模型 汽轮机排汽饱和温度应达值c 0 由循环水温0 。及在凝汽器中的温升应达值出。和 凝汽器端差应达值6 f o 构成 g - k + a t o + 6 t o ( 2 3 4 ) 1 根据传热学理论，凝汽器热平衡方程式为： q - d ( h , 一j t 乙) + 一| l i o ) + 珥魄一 乙) t 仇纯z k ) d ，“- h i ) * * 4 1 8 7 仇f d ，以- h f ) ( 2 3 5 ) 式中： q 一凝汽器的热负荷，l 【j h ； d c ，见进入凝器汽的蒸汽量与冷却水量，讹； 玩， t c 凝汽器中的蒸汽比焓和凝结水比焓，k j k g ： k ，k 一冷却水进入和流出凝汽器比焓，k j k g ： 现一疏水或疏汽量，t h ； 一疏水或疏汽的比焓，k j k g ； 瓯一驱动汽轮机排汽量，t h ； k 一驱动汽轮机排汽比焓，k j k g ： d ，一机组在凝汽器中的补水量，t h ； h ，o 卜水比焓，k j k g ； 由上式得循环水在凝汽器温升应达值： 1 7 华北电力大学硕士学位论文 出。堡丝二垒：! ! 生咝：垒二2 1 垒丝二垒1 2 三堡堡二丝2 ( 2 - 3 6 ) 4 1 8 7 d 2 凝汽器传热端差应达值： 确定凝汽器端差应达值的关键就是确定凝汽器总体传热系数的应达值， 名“善 e4 1 8 7 d - 一1 其中：k 。一凝汽器压力总体传热系数应达值，灯炳2 目 因此凝汽器压力应达值为： 棚( 锣厂 2 4 2 凝汽器总体传热系数应达值计算 ( 2 3 7 ) ( 2 3 8 ) h e i 公式、别尔曼公式计算的凝汽器传热系数基本一致【2 0 1 ，因此在进行凝汽器传 热系数计算时，两种种方法均可采用。这里以别尔曼公式为例来介绍凝汽器总体传热 系数应达值，的计算方法。其凝汽器总体传热系数的表达式为 。 k = 1 4 6 5 0 却，九咖九九c ，c 。 ( 2 - 3 9 ) 式中： 亭一冷却内表面水侧设计清洁状态、材料及壁厚的修正系数； 妒，拎却内表面水侧运行清洁系数； 九冷却水流速和管径的修正系数； 办冷却水进口温度的修正系数； 兜冷却水流程数的修正系数； 九凝汽器单位面积蒸汽负荷d 。的修正系数。 c f 凝汽器管束布置系数； e 汽侧空气量修正系数； 王按下式确定： 亭一包乞 ( 2 - 4 0 ) 式中受为水侧设计清洁系数，主要取决于冷却水供水方式的系数，在直流供水 且水中矿物质含量较小时，玺= o 8 5 - 0 9 0 ；在循环水供水时，包= 0 7 5 - 0 8 5 ；，邑取 决于冷却管的材料与壁厚的系数，对于壁厚为1 r a m 的黄铜管为1 0 ，b 5 管为o 9 5 ， 1 8 华北电力大学硕士学位论文 b 3 0 管为0 9 2 ，不锈钢管为0 8 5 。 为了区分，吼在这里重新解释一下：前者主要在设计时考虑运行中水污染情 况，以保证凝汽器有足够的换热面积，它主要取决于冷却水的供水方式。一旦供水方 式确定以后，其值是一定的，本文称其为设计清洁系数免。后者主要考虑运行中实际 水侧管壁的污垢清洁程度，其值是随时间变化的，对于刚投运或刚清扫后的凝汽器， 吼= 1 ，本文称其为水侧运行清洁系数吼。 由于是求应达值因此- - 1 ，c 4 = 1 ，所以只要确定管束布置修正系数e ，便可 以求出凝汽器总体传热系数应达值： k 。l 。1 4 6 5 0 曩毛丸破丸九c ， ( 2 4 1 ) 2 4 3 管束布置系数的确定 凝汽器在任一工况下实际传热系数可根据实测数据用下式求得 巧一华k 半 ( 2 - 4 2 ) 对一凝汽器，新清洗或刚投入运行以后，在某一工况下且保持优良的气密性及 抽气器正常工作，可用式( 2 4 2 ) 得到传热系数砗，再用式( 2 3 9 ) 算得总传热系数为 ( 取- 1 0 ；e - 1 0 ；c 4 = 1 0 ) 由于这时别尔曼没有考虑冷却水管布置情况对传 热系数的影响，所以与群一般不相等对k 与进行比较只表征管束布置对传热 系数的影响，由此管束布置系数g 为： c 。生，竺! ：兰 ( 2 都， k1 4 6 5 0 受乞丸唬兜九。a 由于对管束布置方式确定的凝汽器，其管束布置系数c 是变化不大可以认为是 定值1 2 1 , 2 2 2 4 4 凝汽器压力应达值实例计算 以某电厂n 3 0 0 - - 1 6 7 5 3 7 5 3 7 为例，其凝汽器及循环水泵技术参数如表2 3 。 由于在实际运行中，随凝汽器冷却水流量的优化，冷却水流量是随负荷、冷却水温 度调整的，因此在确定凝汽器压力应达值时，要根据机组实际情况，所以本文按照 文献【2 3 】对循环泵优化方式确定：机组在1 0 0 额定负荷时，冷却水温度1 5 c 以下切 单泵运行；在7 5 额定负荷时，冷却水温度2 0 以下切单泵运行；在5 0 额定负荷 1 9 华北电力大学硕士学位论文 时，冷却水温度2 5 ( 2 以下切单泵运行这里取凝汽器管束布置系数e = 1 0 9 ，并且假 设e 不随机组负荷变化而变化。对于两台循环水泵运行时其流量为3 9 5 4 0 t h 因此由 上面条件可以算出凝汽器压力应达值，其结果如表2 - 4 表2 - 3 凝汽器和循环水泵技术参数 名称 参数和型式 单位 凝汽器型号 n 1 7 8 0 0 1 凝汽器型式单壳体、对分双流程、表面式 冷却有效面积 1 7 8 0 0m 2 冷却水设计流量 3 8 0 7 6t h 管内平均循环水流速 2 - 3 m s 蒸汽压力 5 3 9k p a 蒸汽流量 5 8 7 t h 冷却水入口温度 2 0 主凝结区t p 3 1 6 l 不锈钢管，由2 2 x 0 5 顶 凝结器管材 m m 部及圆周t p 3 1 6 l 不锈钢管，咖2 2 0 7 r a m 冷却管数 2 4 2 0 0根 循环水泵型号 1 8 0 0 k l a 2 4 循环水泵型式立式单级单吸转子可抽式斜流泵 单泵流量2 4 1 2 0 m 3 h ( 6 7m 3 s )m 3 h 2 - 4 凝汽器压力应达值 负荷冷却水温理想总传热系冷却水温升凝汽器端差凝汽器压力应 度t 。l 。c lu ( m 2 j i i k )& ? 6 tr c 达值p , k p a 3 01 4 0 2 7 5 77 8 12 7 97 5 7 2 51 3 5 1 3 8 47 8 12 9 65 8 4 2 01 2 7 6 8 1 97 8 13 3 l4 5 0 1 0 0 1 51 2 3 0 4 2 57 8 13 8 53 4 8 58 5 9 6 6 21 2 7 85 0 22 7 6 3 01 3 9 2 2 5 7 5 5 92 6 4 5 2 51 3 0 9 3 9 2 5 5 92 1 34 9 3 2 01 2 3 2 3 9 45 5 9 2 3 93 7 6 7 5 1 59 6 0 0 5 5 9 1 62 4 23 4 6 58 5 3 8 4 5 9 1 63 7 42 0 4 3 09 0 8 1 3 63 7 61 3 4 5 6 3 2 58 7 5 8 8 83 7 61 4 3 4 2 7 2 06 8 9 5 7 56 1 52 6 3 3 9 4 5 0 1 56 4 6 7 9 76 1 51 6 32 7 6 5 5 0 5 1 5 8 6 1 52 5 11 8 5 2 5 小结 华北电力大学硕士学位论文 分别对回热系统热平衡方法、汽轮机末级计算法和等效焓降法分别计算比较汽 轮机背压变化对机组功率的影响，其中等效焓降法与回热系统热平衡方法计算结果 非常接近，因此克服了回热系统热平衡方法计算复杂的缺点，因而工程上可以利用 准确、简捷的等效焓降法计算背压变化对机组热经济性的影响，同时为了工程需要 将背压变化对机组功率的影响拟合成函数，为机组经济性在线监测提供依据。 由于凝汽器压力和水环真空泵抽气能力会相互影响，因此为了消除真空泵抽吸 能力对凝汽器压力的影响，在优化真空泵运行时，其真空泵吸入口压力应以凝汽器 压力应达值为基础。在计算凝汽器压力应达值时，结合机组实际运行情况对循环水 在凝汽器中温升应达值做详细分析，用理想总传热系数来计算凝汽器端差应达值， 其计算理想总体传热系数时将水侧对传热系数的影响分为水侧设计清洁系数和水 侧运行清洁系数。 2 1 华北电力大学硕士学位论文 第三章凝汽器水环真空泵性能分析及修正 厂家提供的水环式真空泵的性能曲线是在规定条件下得到的【2 4 1 ，而实际中机组 负荷、凝汽器压力、真空泵抽气温度、真空泵的工作水温度和凝汽器严密性是变化 的，特别是工作水温度和抽气温度难以达到设计温度。因此要根据机组的实际运行 情况和环境的变化对真空泵性能进行修改。 这里把厂商提供的每台真空泵的抽气量定义为规定条件抽气量，用k 表示真空 泵性能试验规定条件： 工作介质水( 液环) ； 被抽气体空气； 气体温度2 0 ； 排气压力1 0 1 3 2 5 p a ( 标准大气压) ； 工作水温1 5 ； 相对湿度 7 0 。 3 1 水环真空泵工作原理及性能 3 1 1 水环真空泵工作原理 水环式真空泵( 简称真空泵或水环泵) 是目前大、中型机组中广泛采用的凝汽 器抽气设备。图3 - 1 所示是水环式真空泵的原理图。它的壳体内部形成一个圆柱体 空间，叶轮偏心地装在这个空间内，同时在壳体两端的半径处，适当位置上分别开 有吸气e 1 和排汽口，吸气口和排汽口开设在叶轮的侧面，进行轴向吸气和排汽【2 引。 真空泵的壳体内充有适量工作水( 或称密封水) ，带有若干前弯叶片的转子在泵体内 旋转，由于受离心力的作用，水被 t凸 图3 - 1 水环式真空泵原理图 l 一水环；2 一吸气口；3 一排汽口；4 一泵体；5 叶轮 2 2 华北电力大学硕士学位论文 甩向壳体圆柱表面而形成一个运动着的圆环，称其为水环。由于叶轮与壳体是偏心 的，转子每转一周，转子上两个相邻叶片与水环间所形成的空间会形成有小到大( 由 a 点到b 点) 、又由大到小( 由c 点到a 点) 的周期性变化。当空间处于由小到大的 变化时，该空间产生真空，进气口便吸入气体。当空间由大变小时，该空间内的气 体被压缩而产生压力，经排气门排出。由于转子是由若干叶片组成，每个相邻叶片 与水环所构成的空间均处于不同的容积变化过程，所以当转子转动时，泵的吸气和 排气均为一个连续、不间断的过程。 水环泵在排气时，工作水也不可避免地要和气体一起被排出一部分，因此水环 泵的工作水必须连续不断地加以补充，以保持稳定的水环厚度。而且在水环泵中， 水环除起抽吸和压缩气体的“活塞 作用外，还起密封工作腔和冷却气体等作用。 3 1 2 水环真空泵性能 水环泵的性能指标是：抽吸容积流量、功率、吸入压力。在一定条件下的抽气 量k 、泵轴功率弓、等温总效率与抽气压力以之间的关系曲线即为水环真空泵 的特性线。水环真空泵的性能与所抽吸气体的状态、工作水性质和温度有关。如图 3 2 的特性曲线的条件：大气压力o 1 0m p a 、气温2 0 c 、空气相对湿度7 0 和工作 水温1 5 ( 2 n r ， _ _ ，一 一 _ pt i |昭， 、 1 ， 、 i ， l 6 6 0 5 6 0 4 6 03 6 02 6 0 1 6 06 0 p 一( x 1 3 3 3 p , ) 图3 - 2 水环真空泵性能曲线 3 2 真空泵吸入口压力的确定 2 5 2 0 詈 寸 1 5 1 0 5 o 凝汽器在变工况时其凝汽器的压力是随凝汽器热力参数变化而变化( 不考虑真 空泵工作性能对凝汽器压力的影响) ，在扣除凝汽器汽阻和抽气管道阻力后，可以 看出水环泵吸入口压力是跟随凝汽器压力变化而变化的，所以水环泵的吸入口压力 2 3 ：暑 也 加 8 6 4 2 o 一直!田卜茸v譬 如 柏 拍 埔 眯v 华北电力大学硕士学位论文 是由凝汽器压力为基础的，并且随着凝汽器压力的变化而变化的，再者水环泵的特 性线：在一定工作水温下水环泵抽气量随吸入口压力降低而变小，因而在保证一定 的抽气量，凝汽器压力变化时，水环泵工作水温度也要变化来适应不同真空下凝汽 器要求总抽吸容积流量，使抽空气量和漏空气量的平衡，保证空气不会在凝汽器中 聚积，从而提高凝汽器汽侧的传热系数。因此要先确定凝汽器压力与水环泵吸入口 压力的关系 3 2 1 吸入口压力数学模型的建立 凝汽器与抽气设备连接示意图如图3 3 所示，成为凝汽器压力，戌为凝汽器 抽气e 1 处压力， 以为抽气设备吸入e 1 压力，中间由抽气管道连接。凝汽器压力将 从进1 ：3 处的压力p c 降低至抽气口处的z ，其差值硝一以一，称凝汽器汽阻，现在大 型凝汽器汽阻一般只有0 1 3 3 0 3 9 9 k p a 2 6 】 图3 - 3 凝汽器与抽气设备连接 根据流体力学伯努力方程： 互+ 且+ 至。z + 盟+ 豆+ a 三+ 参( 3 - 1 ) 1 p g 2 9。p g2 9 d2 9 2 9 对凝汽器和抽气设备之间可建立以下关系：( 抽气管路内v i = v z ，且由于抽出汽、 气混和物密度很小，可忽略抽气口与抽气设备吸入室之间的高度差) 笔一老m 扣，丢 y - 鲁，吼，一 整理式( 3 1 ) 可得： p xl c k g m i y 血 2 4 ( 3 2 ) ( 3 3 ) 华北电力大学硕士学位论文 x ，+ 参 其中：k - 以抽气设备吸入室压力； 氏掌抽吸汽、气混和物的质量流量； 抽吸汽、气混和物的体积流量； 抽吸的汽、气混和物密度； 彳抽气管道横截面积； a 一由气管路沿程阻力系数； ，抽气管路长度； d 抽气管道内径； 考管件局部阻力系数； 就是由凝汽器热力参数如循环水温度和流量，负荷等决定的，为了避免真空泵出 力影响凝汽器抽气口压力，因此在确定凝汽器抽气口压力为凝汽器压力应达值减去 凝汽器气阻。所以在凝汽器热力参数一定时z 是定值，此时如果漏空气量g | 不变， 有抽气过冷度乞，可以得到不同贰，不同漏空气量的总抽气量g 二，。由此看出氏耳 是随g 4 变化而变化的。由理想气体状态方程( 反一e + e ) 和道尔顿分压定理，假 设凝汽器漏气量q 不变，由抽气过冷度设计值4 2 。c i t 算得到e 吒，= o 3 1 5 ，和 e = o 7 7 7 2 贰；戌= o 2 2 2 8 反从而得到： = 3 1 5 g l ，一盟0 2 2 2 8 p ： ( 3 - 4 ) 把式( 3 4 ) 代入式( 3 3 ) 得到 凡一蔗- 3 坫瓯研老蠢 一p c 一硪- 3 1 5 矾q 2 面 ( 3 5 ) 为抽气混合物的温度，它等于反对应的饱和温度巧减去4 2 即 k c 一4 2 。 3 3 运行条件变化对真空泵运行特性的影晌 当水环真空泵工作水温、吸入口温度及压力、抽吸介质和转速等发生变化时， 真空泵运行性能将发生较大变化【2 7 1 。由于目前水环真泵多为2 b e l3 5 3 0 型，所以 以下修正均以转速为5 9 0 r m i n 的2 b e l3 5 3 0 水环真空泵为例。 2 5 华北电力大学硕士学位论文 3 3 1 真空泵吸入口气体温度对真空泵特性的影响 由于凝汽器抽气1 3 压力一般在3 3 9 k p a 到1 2 k p a 范围内变化，其对应的温度在 2 5 c 到4 9 c 范围内变化( 没有考虑抽气过冷度) ，这与厂家提供的真空泵特性线在 被抽气体温度为2 0 ( 3 有些差别，因而对抽气温度为乞时( 其他条件为规定条件) ， 则应对真空泵特性的k 修正成圪其公式如下： 圪t k 鬻一k y , 。 ( 3 射 圪一抽气温度为f ，时水环泵实际抽气量 k 一在规定条件下水环泵的抽气量 f ，一真空泵吸入口温度 毛一抽气温度系数 由上面分析来看，实际抽气温度都大于厂家规定的抽气温度2 0 c ，因此实际中 的真空泵的抽气能力比其厂家提供的抽气能力是有所降低。因此根据不同的抽气温 度对真空泵的特性曲线修正见图3 4 叠 焉 、- ， 誊 咖| 婶。 舞 7 0 6 0 1 0 o 一 j ! 划i ： r - ， j r一 _ j 十 -， 彬 j r ，i 。j r d r r 一 罗 书 - 一抽气温2 0 l 一抽气温3 0 j l + 抽气温4 0 t 】 ol o2 03 04 05 06 07 0 吸入口压力p 工( k p a ) 图3 - 4 不同的抽气温度对真空泵的特性曲线 由图3 - 4 可以看出当真空泵吸入口压越低，吸入口温度对真空泵性能的影响越 小，只有在高的吸入口压力下，吸入口温度对水环泵的抽气能力影响才明显。并且 在吸入口压力小于l o k p a 对抽气量的影响不大，而凝汽器正常工作时抽气口处的压 力一般都超不过l o k p a ，所以降低抽气的温度对水环泵的抽气能力影响不大。 2 6 华北电力大学硕士学位论文 3 3 2 真空泵工作水温度对真空泵特性的影响 这里工作水温度为真空泵入口水温和出口温的平均值。由道尔顿定律知，真空 泵的绝对压力等于气体分压力和饱和水蒸气压之和。水温度越高，饱和蒸汽压力就 越高，相对应泵腔内的绝对压力也越高，这样对水环泵所能抽到的真空度也就越低， 同时工作水除起传递能量的媒体作用外，还起到密封工作腔和冷却气体等作用，因 此，降低工作水温度可以提高水环泵的理论极限真空工作水温度越低则极限真空越 高且相同吸入口压力下的抽气量越大，从而在凝汽器压力很低的情况下，水环泵能 够抽出凝汽器内的大量不凝结气体。但现在许多水环泵工作水温达不到设计温度 1 5 。因而要进行修正，工作水温对抽气量的修正可按下式换算： k 。盟；砜。七彤 p l p 岱 ( 3 7 ) 式中，风为供水温度1 5 时水饱和蒸气压，为1 7 0 5 2 p a ；b 为工作水温度t 时对应的饱和蒸气压力；p x 为水环泵吸入口压力；k ，分别为工作水出口温 度1 5 和t 时的吸气量，m 3 m i n ；k 2 为工作水温修正系数，在工作水温高于1 5 c 时， 七： ，水环泵的实际抽吸能力下降，因此，必须保证水环泵工作水 温正常。其工作水温度为t 时对真空泵特性的修正如图3 5 f 。 一 一 r - i ，一 一 ， ， 一 一 ? r ， ，。 ， ， l j， ， i一 f ，。 2j f f 7j f 1 一工作水温度1 5 l 】 - - - q k , = - 工作水温度5 i 一工作水温度2 5 i 一工作水温度3 5 。i i o1 02 03 04 05 06 07 0 吸入口压力p 。( k p a ) 图3 5 不同工作水温度的真空泵特性曲线 2 7 0 o o o 0 o o o o 8 7 6 5 4 3 2 l 徨迫迫害嘲餐幂 华北电力大学硕士学位论文 由图3 5 可以看出随着水环泵抽气口压力的增大，工作水温度对水环泵抽气能 力的影响越来越小，其工作水温对水环泵抽气能力的影响主要在较低的吸入口压力 阶段，特别是在2 0 k p a 以下，而凝汽器抽气口压力一般在1 0 k p a 以下，所以工作水 温度对于凝汽器的水环泵影响非常大，由公式( 3 6 ) 可看出当补水温度为2 5 c ，吸 入口压力为6 k p a 时，此时水环泵的抽吸能力仅为规定条件下的6 6 7 。由此可以 得出结论：降低工作水温度提高水环泵的抽吸能力是非常有效的方法，其效果将是 非常明显的。 3 3 3 抽吸介质为汽、气混合物的对真空泵性能的影响 由于给出的水环泵特性线是在规定条件下：所抽气体为空气，而凝汽器的抽空 气所抽的是接近饱和水蒸气和空气的混合物，所以给出水环泵的特性线是不符合实 际情况的，而混合物中水蒸气被抽入泵内后要凝结，泵的实际抽气能力是提高。其 当水环泵抽吸饱和水蒸气和空气的混合物时，水环泵抽气特性有下面的公式进行修 正： k k 屹 ( 3 8 ) 圪为水环泵抽吸饱和水蒸气和空气的混合物时的抽气量；墨水环泵抽吸饱和水 蒸气和空气的混合物时的抽气系数；系数k 与为供水温度、混合物温度及吸入压力 有关，其值可由表3 1 查得【2 8 l 。水环泵吸入口混合物温度及吸入压力由凝汽器性能 和结构决定的，吸入口混合物温度取决于吸入口压力对应的饱和温度和此吸入口处 的过冷度，一般设计凝汽器抽气口处过冷度为4 2 。在图3 6 中可以看出供水温度 为1 6 抽吸为水蒸汽空气混合物时真空泵抽气能力，比供水温度为1 5 抽吸为空 气的抽气能力要大。况且从整个趋势可以看出，随着吸入口压力不断增大，其抽气 能力增加越是剧烈。其原因时随吸入压力的逐渐增大，对应的吸入口温度逐渐增加， 造成与水环泵工作水温度( 进水温度) 差越来越大，混合物被吸进真空泵内，高温 蒸汽与水环接触，立即降温冷凝成水则泵腔小空间的混合气体密度骤然减小，压强 突降，进气管道处的压差增加，故混合气体被吸进泵内的流速增加，即气量增加。 显然，温差愈大，蒸汽冷凝成水也愈多，这个效应也愈显著，即水环真空泵当吸进 蒸汽一空气混合物时，气量随温差的增加而增加。其温差达到一定时凝结加剧，图 上可以看进水温度分别为1 6 、2 l 、2 7 时，特性线明显上扬对应的压力点依次 升高。这里没有考虑汽、气混合物凝结放热使水环泵工作水温升高，因此在吸入口 压力低时，水环泵可能发生汽蚀，造成水环泵抽气能力会明显的下降，因此图3 6 适用于水环泵远离汽蚀区情况下。 、 华北电力大学硕士学位论文 表3 - 1 水环泵抽吸饱和水蒸气和空气的混合物时的抽气系数k 一 供永 绝对 空气一水蒸气晶台物温度 绥水绝对 空气一永燕气混合物温度 沮度压力 温暖压力 _ - c p - 2 12 73 2 3 6 l 4 34 9屯p 2 12 7匏3 8 4 34 9 43 3 9 0 01 0 81 1 01 1 11 1 31 1 51 1 b l o3 3 9 0 0，o b1 0 71 0 91 1 日1 1 31 1 l 44 0 8 4 0 1 0 0 01 ：口 i 1 1 1 1 31 1 61 2 0 1 0 4 0 6 i o1 0 61 0 81 1 司1 1 2】1 s1 1 l i4 7 4 1 0】0 9 1 1 11 1 21 1 】1 81 2 3l o4 7 4 1 01 0 71 0 81 1 l1 1 81 1 61 劾 5 4 2 0 01 0 9 1 1 l1 1 3】1 71 2 i1 2 7l o5 4 2 0 0 1 0 7 1 0 01 1 2i 1 61 1 61 2 5 45 7 5 7 0 i 1 01 1 2 1 1 4 t 1 8 1 2 3 1 3 0 1 05 7 5 7 0 1 0 71 1 01 1 2i 1 61 2 11 2 ， 6 0 9 5 61 1 01 ，21 1 51 1 91 2 01 3 31 06 0 9 5 51 0 81 1 0i 1 a1 1 71 2 21 2 9 46 4 3 4 01 1 l1 1 3 1 1 61 2 l1 2 61 3 71 06 l o1 0 81 u1 1 4i 1 l1 2 s1 3 2 46 7 7 0 01 1 21 1 3 i 1 8 】2 4 1 3 21 4 31 06 7 7 0 0 1 0 81 1 21 1 51 2 01 2 81 粕 4 7 1 1 1 51 1 31 1 51 2 0】2 83 51 5 0 l o7 1 1 1 51 0 9 1 1 31 1 t1 2 31 3 11 4 2 4 7 4 5 0 01 1 41 1 71 2 31 3 01 j l l1 6 0 1 0 7 4 5 0 01 1 01 1 41 1 91 2 61 3 61 5 l ；7 8 9 01 1 61 2 01 2 71 3 61 5 01 7