凝汽器復(fù)合真空泵抽氣系統(tǒng)壓縮比分配研究

朱靈瑜， 王 駿， 吳正勇， 盧承斌， 姚永靈， 楊建明

(1. 東南大學 能源與環(huán)境學院，南京 210096； 2.江蘇方天電力技術(shù)有限公司，南京 210036)

汽輪機真空抽氣系統(tǒng)性能是影響凝汽器真空度的重要因素，水環(huán)真空泵(簡稱水環(huán)泵)因抽氣速度大、結(jié)構(gòu)簡單等優(yōu)點，廣泛運用于汽輪機真空抽氣系統(tǒng)。但水環(huán)泵以水為工作介質(zhì)，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。因此，一方面工作液對應(yīng)吸氣壓力的過冷度決定了水環(huán)泵的抽氣能力；另一方面，在低溫季(春季、冬季)時，凝汽器壓力不足3 kPa，在高溫季(夏季、秋季)時，凝汽器壓力維持在10 kPa左右，并要求真空泵的壓縮比在10～40，但水環(huán)泵近似容積泵，壓縮比雖能在一定范圍內(nèi)變化，但會產(chǎn)生附加損失，使得能耗增大。

目前，發(fā)電廠凝汽器普遍采用雙級壓縮水環(huán)泵，以提高熱力學壓縮效率；通過配置過壓閥，降低水環(huán)泵低壓縮比時的功耗。為改善抽氣系統(tǒng)對運行工況變化的適應(yīng)性，在水環(huán)泵前增設(shè)大氣噴射器，由其預(yù)壓縮提高水環(huán)泵的吸入壓力，以提高工作液的過冷度；但大氣噴射器效率較低，壓縮比較小，且引入了額外空氣，增大了后級真空泵的工作負荷，將使抽氣能耗增多[1]。某電廠在水環(huán)泵抽氣系統(tǒng)配置了基于冷凍機的水環(huán)泵工作液冷卻系統(tǒng)，使水環(huán)泵受環(huán)境影響較小，但增大了電耗。

筆者針對電站凝汽器提出一種干濕混合抽氣系統(tǒng)，即羅茨真空泵(簡稱羅茨泵)與水環(huán)泵組合的抽氣系統(tǒng)(簡稱復(fù)合真空泵抽氣系統(tǒng))，利用羅茨泵不受水溫影響、壓縮比可變的優(yōu)點，將其作為水環(huán)泵的前置泵：一是提高水環(huán)泵吸氣壓力和工作液過冷度，降低環(huán)境溫度變化對其抽氣體積流量的影響；二是可變壓縮比運行，增強抽氣系統(tǒng)變工況的適應(yīng)性。筆者對復(fù)合真空泵抽氣系統(tǒng)建立運行特性數(shù)學模型，以某600 MW機組為例確定真空機組選型，分析兩級壓縮比對泵組功耗的影響，確定不同工況下的壓縮比最優(yōu)分配。

1 復(fù)合真空泵抽氣系統(tǒng)

該系統(tǒng)將羅茨泵與水環(huán)泵串聯(lián)使用(見圖1)，優(yōu)化了中間換熱器，并且水環(huán)泵抽氣體積流量(抽氣速度)可調(diào)。凝汽器中蒸汽-空氣混合物首先由羅茨泵進行預(yù)壓縮，氣體壓力提高，后經(jīng)過冷卻降溫及氣水分離后進入水環(huán)泵，避免了水環(huán)泵長期工作在極限壓力附近，提高機組運行可靠性。由于凝汽器抽氣中含有相當一部分空氣，傳熱系數(shù)小，影響傳熱效果，因此該系統(tǒng)采用混合式噴水冷卻器，定量噴射減溫水，降低氣體溫度，減小氣體比體積，減輕水環(huán)泵工作負擔。噴水冷卻器底部設(shè)有水泵，將剩余的水抽回到凝汽器熱井中；同時為水環(huán)泵加裝變頻器，根據(jù)不同工況確定其轉(zhuǎn)速，在汽輪機組建立真空時使羅茨泵切換到旁路，并且快速建立真空，機組正常運行時根據(jù)不同工況調(diào)整抽氣速度，合理分配壓縮比，使功耗降到最低。

圖1 復(fù)合真空泵抽氣系統(tǒng)示意圖

該系統(tǒng)的關(guān)鍵是通過兩級壓縮的方式，改善抽氣性能，降低抽氣功耗。由于采用兩級壓縮，抽氣系統(tǒng)中間點壓力會影響水環(huán)泵抽氣性能及兩級真空泵的消耗功率，因此兩級真空泵的壓縮比分配方式是筆者研究的重點。根據(jù)不同季節(jié)和機組負荷下的凝汽器壓力，合理分配兩級壓縮比，在保證抽氣系統(tǒng)能夠滿足抽氣要求、有效維持凝汽器真空的前提下，將抽氣功率降到最低。

2 數(shù)學模型

2.1 羅茨泵

該羅茨泵為氣冷式，主要由轉(zhuǎn)子、泵體和泵體冷卻器組成，泵體開設(shè)返冷氣口，引入冷卻氣體，對泵體和轉(zhuǎn)子進行有效降溫。與普通羅茨泵相比，該羅茨泵可以在更大的壓差下工作，且不會出現(xiàn)過熱超載的現(xiàn)象，其工作原理見圖2。隨著轉(zhuǎn)子的旋轉(zhuǎn)，氣體依次經(jīng)歷吸氣、返冷氣和排氣三個階段，吸氣腔室與排氣口相通時開始排氣，高壓氣體反沖入腔室，壓縮瞬間完成。

圖2 氣冷式羅茨泵工作原理圖

羅茨泵的理論抽氣體積流量為不考慮返流等實際情況下的理想抽氣體積流量[2]：

qV,cth=4ncA0L

(1)

式中：qV,cth為羅茨泵理論抽氣體積流量，m3/min；nc為羅茨泵轉(zhuǎn)速，r/min；A0為泵腔的有效吸氣面積，m2；L為轉(zhuǎn)子長度，m。

實際運行中，由于羅茨泵的轉(zhuǎn)子與端蓋等處存在間隙，羅茨泵出口處高壓氣體中一部分發(fā)生返流，造成實際抽氣體積流量小于理論抽氣體積流量，影響返流氣體積流量的主要因素是進出口氣體壓差和間隙大小。實際抽氣體積流量和理論抽氣體積流量的關(guān)系為[2]：

(2)

qV,u=1.2×10-4[L(2δ1+δ2)+(D+2R)(δ3+δ4)]

式中：qV,c為羅茨泵實際抽氣體積流量，m3/min；pc1、pc2分別為羅茨泵的吸氣壓力、排氣壓力，kPa；qV,u為通過薄壁孔總體積流量，m3/min；δ1為轉(zhuǎn)子與泵殼的徑向間隙，m；δ2為相鄰轉(zhuǎn)子間的間隙，m；δ3為軸活端(如齒輪端)的轉(zhuǎn)子與側(cè)蓋間的軸向間隙，m；δ4為軸死端的轉(zhuǎn)子與端蓋的軸向間隙，m；D為轉(zhuǎn)子直徑，m；R為節(jié)圓半徑，m。

qV,c與qV,cth的比為羅茨泵容積效率ηch：

ηch=qV,c/qV,cth

(3)

在羅茨泵的運行過程中，其壓縮過程幾乎全部發(fā)生在出口處，壓縮氣體功率為：

(4)

式中：Wc為羅茨泵功率，kW；ηl為羅茨泵機械效率。

2.2 噴水冷卻器

不考慮噴水冷卻器與外界環(huán)境的換熱，混合氣體中蒸汽和空氣的放熱量應(yīng)等于冷卻水的吸熱量：

Qaqm,a+Qsqm,s=x(hz-4.187tq)qm,j+

4.187(1-x)(tq-tj)

(5)

式中：Qa為單位質(zhì)量空氣放熱量，kJ/kg；Qs為單位質(zhì)量蒸汽放熱量，kJ/kg；qm,a為空氣質(zhì)量流量，kg/s；qm,s為蒸汽質(zhì)量流量，kg/s；x(0≤x≤1)為噴射的減溫水蒸發(fā)質(zhì)量與總質(zhì)量的比；hz為減溫后的蒸汽比焓，kJ/kg；tq為減溫后氣體溫度， ℃；qm,j為減溫水質(zhì)量流量，kg/s；tj為減溫水溫度， ℃。

2.3 水環(huán)泵

水環(huán)泵主要依靠葉輪與水環(huán)的轉(zhuǎn)動形成吸氣腔室的容積變化，完成吸氣壓縮和排氣過程，其工作原理見圖3[3]。

圖3 水環(huán)泵工作原理圖

水環(huán)泵的理論抽氣體積流量受泵的結(jié)構(gòu)、轉(zhuǎn)速及葉片插入工作液深度等因素影響，其表達式為[4]：

(6)

式中：qV,wth為水環(huán)泵理論抽氣體積流量，m3/min；nw為葉輪的轉(zhuǎn)速，r/min；r1為葉輪輪轂半徑，m；r2為葉片頂圓半徑，m；b0為葉輪軸向?qū)挾龋琺；δa為葉片插入工作液的深度，m；V為葉輪每轉(zhuǎn)一周葉片掃過的體積，m3；V0為葉輪所有葉片所占的體積，m3。

實際運行過程中，抽氣體積流量受工作液溫度和吸氣壓力影響。工作液實際溫度往往高于額定溫度(15 ℃)，吸氣腔室內(nèi)工作液汽化導致水蒸氣分壓升高，實際抽氣體積流量qV,w減小，qV,w與qV,wth的比為水環(huán)泵容積效率ηwh：

(7)

式中：pw1為水環(huán)泵吸氣壓力，kPa；pe為實際運行時工作液溫度對應(yīng)的飽和壓力，kPa；p15 ℃為額定工作液溫度(廠家提供的銘牌工作液溫度為15 ℃)下對應(yīng)的飽和壓力，kPa。

水環(huán)泵中的氣體壓縮過程可近似看作等溫壓縮，其功率為：

(8)

式中：Ww為水環(huán)泵功率，kW；pw2為水環(huán)泵排氣壓力，kPa；ηw為水環(huán)泵等溫效率。

復(fù)合真空泵抽氣系統(tǒng)的抽氣功率W為：

W=Wc+Ww

(9)

3 系統(tǒng)性能分析

3.1 復(fù)合真空泵抽氣系統(tǒng)抽氣能力要求

該600 MW機組配備N-36000型的凝汽器為雙背壓、雙殼體、單流程、表面式橫向布置，機組100%負荷運行時排汽質(zhì)量流量為1 162.7 t/h，凝汽器100%負荷運行時循環(huán)冷卻水體積流量為70 000 m3/h，額定循環(huán)冷卻水設(shè)計溫度為20 ℃，高、低背壓凝汽器的設(shè)計壓力分別為5.4 kPa、4.4 kPa，漏入空氣質(zhì)量流量為120 kg/h。

復(fù)合真空泵抽氣系統(tǒng)須及時抽出漏入的不凝結(jié)氣體，防止空氣在凝汽器管束周圍聚集影響凝汽器換熱。取抽氣口過冷度為3 K，計算所得抽氣系統(tǒng)抽氣體積流量隨凝汽器壓力變化見圖4。

圖4 最小抽氣體積流量隨凝汽器壓力變化的曲線

由圖4可得：復(fù)合真空泵抽氣系統(tǒng)要求的最小抽氣體積流量隨凝汽器壓力的降低明顯增加，冬季凝汽器背壓相比夏季明顯降低，對系統(tǒng)抽氣能力有更高的要求。因此，選擇復(fù)合真空泵抽氣系統(tǒng)時應(yīng)滿足不同凝汽器背壓下的最小要求抽氣量，可采用2臺ZJQ-1800型氣冷式羅茨泵，后接2BEC-50型水環(huán)泵。

3.2 壓縮比分配對系統(tǒng)抽氣功率的影響

根據(jù)羅茨泵工作原理，其壓縮比由前級泵(水環(huán)泵)的抽氣體積流量決定，在機組運行過程中，可根據(jù)不同的凝汽器壓力，調(diào)整水環(huán)泵抽氣體積流量以改變兩級真空泵的壓縮比分配。凝汽器100%負荷運行時，凝汽器特性曲線見圖5(t1為冷卻器冷卻水進口溫度，即凝汽器循環(huán)冷卻水進口溫度)。

圖5 凝汽器特性曲線

t1在冬季時為15 ℃左右，在夏季時接近30 ℃，凝汽器壓力隨季節(jié)變化為3～8 kPa，取凝汽器汽阻為0.5 kPa，抽氣壓縮比為13～40。冬季工況抽氣壓縮比較大，水環(huán)泵抽氣能力下降明顯，抽氣功率也較大，可以通過降低水環(huán)泵抽氣速度，增大羅茨泵承擔的壓縮比，從而提高水環(huán)泵入口壓力，改善其抽氣性能。

在凝汽器真空抽氣系統(tǒng)中，凝汽器循環(huán)冷卻水與水環(huán)泵冷卻器冷卻水來自同一水源，循環(huán)水溫度是影響水環(huán)真空泵工作液溫度的重要因素。水環(huán)泵工作液溫度表達式為[5]：

t2=t1+δt+Δt

(10)

式中：t2為水環(huán)泵工作液溫度，℃；δt為冷卻器工作液出口溫度與冷卻水進口溫度的溫度差，取2.78 K；Δt為水環(huán)泵工作液溫度與冷卻器工作液出口溫度的溫度差，取2.5 K。

根據(jù)數(shù)學模型和運行特性，計算兩級真空泵壓縮比分配對復(fù)合真空泵抽氣系統(tǒng)功率的影響。以凝汽器循環(huán)水體積流量為70 000 m3/h(凝汽器為100%負荷運行)、機組負荷為100%熱負荷為例，復(fù)合真空泵抽氣系統(tǒng)的抽氣功率隨循環(huán)冷卻水進口溫度和羅茨泵壓縮比變化曲線見圖6(虛線表示在不同循環(huán)冷卻水進口溫度下最低功率的連線)。

圖6 機組100%負荷時系統(tǒng)抽氣功率變化曲線

在凝汽器壓力相同時，隨著羅茨泵壓縮比的增加，羅茨泵功率增加，水環(huán)泵功率減少，復(fù)合真空泵抽氣系統(tǒng)功率先減小后增大，且存在壓縮比分配使得該工況下復(fù)合真空泵抽氣系統(tǒng)功率最小。

羅茨泵最佳壓縮比在冬季時為4.0，在夏季時為2.5。在冬季時，羅茨泵吸氣壓力低，系統(tǒng)整體抽氣壓縮比較大，因此在最優(yōu)壓縮比分配下，羅茨泵相較于在夏季時承擔了更大的壓縮比。對比單獨使用水環(huán)泵的抽氣系統(tǒng)(A工況)與使用復(fù)合真空泵抽氣系統(tǒng)(B工況)，水環(huán)泵在冬季和夏季的抽氣性能參數(shù)見表1(工作液過冷度為水環(huán)泵吸氣壓力對應(yīng)飽和水溫度與水環(huán)泵工作液溫度的溫度差)。

表1 水環(huán)泵抽氣性能對比

由表1可得：使用復(fù)合真空泵抽氣系統(tǒng)后，水環(huán)泵工作液過冷度明顯增大，避免了其長期工作壓力在極限壓力附近，水環(huán)泵容積效率也得到明顯提高，改善了抽氣性能。由于羅茨泵的預(yù)壓縮承擔了一部分壓縮比，大幅度減小了水環(huán)泵壓縮比變化范圍，可將其控制在5.39～10.52。

3.3 最優(yōu)壓縮比分配

凝汽器為100%負荷運行時，復(fù)合真空泵抽氣系統(tǒng)最優(yōu)壓縮比分配隨機組負荷和循環(huán)冷卻水進口溫度變化曲線見圖7。

圖7 最優(yōu)壓縮比分配變化曲線

由圖7可得：羅茨泵最優(yōu)壓縮比與機組負荷近似呈線性關(guān)系，隨負荷的升高而減小，凝汽器在高背壓時，即在高負荷和高循環(huán)冷卻水進口溫度下，羅茨泵最優(yōu)壓縮比相對較小，水環(huán)泵最優(yōu)壓縮比則與之相反?？傮w而言，凝汽器壓力是影響壓縮比分配的重要因素，凝汽器在低背壓時需要羅茨泵承擔更大的壓縮比以提高水環(huán)泵吸氣壓力，保證水環(huán)泵能有穩(wěn)定運行的功率。

復(fù)合真空泵抽氣系統(tǒng)與單獨使用水環(huán)泵的抽氣系統(tǒng)相比，系統(tǒng)節(jié)能比(改造后降低的功率與改造前水環(huán)泵抽氣系統(tǒng)功率之比)見圖8。隨循環(huán)冷卻水進口溫度和機組負荷的降低，系統(tǒng)節(jié)能比升高。系統(tǒng)節(jié)能比在冬季時為0.70以上，在夏季時為0.50，凝汽器壓力在冬季時較低，更能夠體現(xiàn)出兩級壓縮的優(yōu)越性。

圖8 復(fù)合真空泵抽氣系統(tǒng)節(jié)能比變化曲線

4 結(jié)語

(1) 筆者提出了復(fù)合真空泵抽氣系統(tǒng)，通過對兩級壓縮進行分析，減弱了水環(huán)泵工作液溫度對其抽氣性能的影響，提高了機組的適應(yīng)性。

(2) 復(fù)合真空泵抽氣系統(tǒng)功率受兩級真空泵壓縮比分配的影響，并隨羅茨泵壓縮比的提高先減小后增加。在夏季時，最優(yōu)壓縮比分配是羅茨泵壓縮比為2.5、水環(huán)泵壓縮比為5.0；在冬季時，最優(yōu)壓縮比分配是羅茨泵壓縮比為4.00、水環(huán)泵壓縮比為8.44。

(3) 相比單獨使用水環(huán)泵抽氣系統(tǒng)的機組，復(fù)合真空泵抽氣系統(tǒng)的節(jié)能效果明顯，在夏季、冬季時的系統(tǒng)節(jié)能比分別為0.70以上和0.50以上。