摘要：提出了1000MW运行机组双背压凝汽器背压应达值的确定方法，并给出了计算模型。结合某电厂发电公司1000MW汽轮机组优化试验数据，计算得出了双背压凝汽器的最佳背压和循环水泵最佳运行方式。该方法可用于指导现场节能工作。
关键词：凝汽器；计算模型；双背压
1引言
随着我国火力发电机组容量的不断增加，1000MW及以上机组采用双背压凝汽器的电厂越来越多。凝汽器的背压是汽轮机组运行中的重要参数，其数值的大小对汽轮机的运行经济性和安全性有很大影响。如何确定运行机组双背压凝汽器的最佳背压是迫切需要解决的问题。
在凝汽器的设计阶段，其最佳背压是在汽轮机热力特性确定的条件下，通过经济技术比较，采用最大收益法或最低总年运行费用法来确定。对已经投入运行的机组，汽轮机、凝汽系统等设备以及运行环境已经确定，最佳背压的选择便建立在凝汽器最佳背压模型的基础上，通过试验和计算来确定不同负荷、不同冷却水温和不同循环水泵运行方式下的凝汽器最佳背压。本文结合某电厂1000MW机组试验结果，通过计算得出了该机组双背压凝汽器的最佳背压。
2运行机组双背压凝汽器最佳真空计算模型的建立
2.1双背压平均冷凝温度模型
针对国产1000MW机组双背压凝汽器我们作如下假设：
◆每级排汽量认为相等
◆每级的传热面积相等
◆将各级压力下的汽化潜热视为常数hfg=2200kJ/kg
这样双背压平均冷凝温度就可表示为：
式(4)
2.2双背压凝汽器压力应达值的计算模型
串联式双背压凝汽器中蒸汽与冷却水的热交换流动形式可以近似的看成逆流。图1所示是蒸汽和冷却水的温度沿冷却面积变化规律，沿冷却面积冷却水的温度由进口t1w经第一级凝汽器上升到出口t2w，再经第二级凝汽器上升到出口的t3w。汽轮机排汽进入凝汽器在管束的进口处蒸汽中空气的相对含量很小，凝汽器压力pc即等于蒸汽的分压力ps，进口处的蒸汽温度等于凝汽器压力pc相对应的饱和温度ts。如果忽略凝汽器的汽阻，凝汽器压力沿冷却面积不变，相对应的饱和温度也不变。
如图1所示与凝汽器压力pc相对应的饱和温度ts可表示为
式(5)
其中：ts：凝汽器压力对应的平均饱和温度（℃）
t1w：低压侧凝汽器冷却水入口温度（℃）
t1：低压侧凝汽器冷却水温升（℃）
dt1：低压侧凝汽器传热端差（℃）
tw2：高压侧凝汽器冷却水入口温度（℃）
t2：高压侧凝汽器冷却水温升（℃）
：高压侧凝汽器传热端差（℃）
那么由式(5)就可以确定出凝汽器压力对应的饱和温度。由式(6)或查水蒸气表可以确定出凝汽器的压力：
式(6)
式中：pc：凝汽器压力（Pa）
由上面的分析可知，影响凝汽器压力的因素主要由五部分组成，即冷却水入口水温t1w，凝汽器传热端差dt1，dt2，冷却水温升t1，t2下面就分别讨论他们的应达值计算模型。
图1 双背压蒸汽和冷却水温度沿冷却水管长度的分布
2.2.1冷却水入口温度应达值的确定
对于直流供水系统，冷却水入口水温实测值即是应达值。对于闭式循环供水系统，冷却水入口温度不仅受气象条件的影响，而且受冷却塔运行状况的影响。冷却塔对循环水温影响不大故本文认为冷却水入口温度应达值取实测值。
2.2.2凝汽器端差应达值的确定
凝汽器端差由AB雪格里雅耶夫提出的经验公式计算端差：
式(7)
式中M――系数，M=5-7，凝汽器工作状态良好时，取M为较小值
dk――凝汽器单位蒸汽负荷，kg/m2.h
dk=Dc/F，Dc-进入凝汽器的蒸汽流量，kg/h；F－凝汽器的冷却面积，m2；由于我们在前面假设每级凝汽器的排汽量相等传热面积相等所以dk＝dk1＝dk2＝Dc/F，
2.2.3循环水温升应达值的确定
为了确定循环水的温升，我们首先确定一下汽轮机的排汽量当忽略进入凝汽器的其它热量时（包括第七级抽汽的疏水放热量和小汽机的排气放热量）蒸汽在低压侧凝结放热量等于冷却水的吸热量用下式表示：
式(8)
式中：Dc：进入凝汽器的总蒸汽量，（kg/h）；
hc，hc，’：排汽焓和凝结水焓，（kj/kg）；
Dw：冷却水流量，（kg/h）；
hw1，hw2，：进入和离开凝汽器的冷却水的焓值（kj/kg）；
c:冷却水的比热，对于淡水，c=4.187kj/kg.k
这样双背压凝汽器的冷凝温度就被确定：其中
式(13)
式(14)
这样就可以计算出
，然后根据式(6)就可确定凝汽器绝对压力的应达值。
3 1000MW双背压机组运行中最佳背压和循环水泵最佳运行方式
3.1凝汽器最佳背压
根据1000MW双背压机组不同负荷时汽轮机微增功率、凝汽器热力特性和循环水泵不同运行方式实测的循环水量、功耗数据，并依据凝汽器的实际运行特性，得到了经不同循环水温修正后的凝汽器性能，计算得到N－38000－1型凝汽器在不同负荷、不同循环水进口温度时的最佳背压。
由汽轮机原理可知，根据低压缸末级叶片的特性，当汽轮机背压降低到某一较低的压力后，汽轮机的功率将不再增加。因此高、低压凝汽器的压力不应小于低压缸的极限背压。对于某一容量的机组，其极限背压为一定值；对于1000MW汽轮机组极限背压为3.4kPa。
表3 凝汽器最佳背压（kpa）
3.2循环水泵最佳运行方式
与表3对应的不同负荷、不同循环水进口温度下循环水泵最佳运行方式（其中A：1机1台循环水泵；B：1机2台循环水泵）：
表4 循环水泵最佳运行方式
3.3经济效益分析
实际运行中根据机组日平均负荷和日平均环境温度决定循环水泵的运行方式，根据凝汽器最佳背压计算指导值增加一侧凝汽器抽真空调整门，调整凝汽器的抽真空门，以最接近机组最佳运行真空。以目标电厂发电有限责任公司1000MW机组为例，停运1台循环泵日节电17万KWh，按年保持单台循环泵120天计算，全年节电2040万KWh。增加真空调整门后机组平均背压下降0.5kpa，机组降低煤耗1g/KWh。按2017年全年发电量64.8亿KWh计算，全年共节约发电成本约600余万元，经济效益相当显著。
4结论
根据本文提出的大型双背压凝汽器最佳背压的确定方法和背压计算模型，对1000MW机组现场试验数据进行了计算和分析，得出了符合实际的循环水泵最佳运行方式及凝汽器最佳背压。现场可以根据机组负荷确定凝汽器最佳背压，根据日平均负荷和循环水进口平均温度决定循环水泵的运行方式。
本文提出的循环水泵最佳运行方式节能效果显著。
本文所述大型双背压凝汽器最佳背压的确定方法适合于同类型机组凝汽器系统的优化。
参考文献
[1]胡洪华,等.大型电站双背压凝汽器优化运行的研究和实践[J].热力发电,2014,(3).
[2]张卓澄.大型电站凝汽器[M].机械工业出版社,2015:5768
[3]李勇,曹祖庆.600MW汽轮机多背压运行的热经济性分析[J].热能动力工程,2016,16(3).
论文作者:周红
论文发表刊物:《基层建设》2019年第14期
论文发表时间:2019/7/29
标签：凝汽器论文; 冷却水论文; 机组论文; 汽轮机论文; 温度论文; 水泵论文; 压力论文; 《基层建设》2019年第14期论文;