汽轮机原理-第四章凝气设备

第四章汽轮机的凝汽设备提高汽轮机装置的经济性，主要有两个途径：一是提高汽轮机的内效率，另一是提高装置的循环热效率。

前一个途径我们在前面各章中已进行了讨论，这就是努力减小各项损失，改善汽轮机通流部分的设计等。

提高循环热效率也有两个方向，一是提高平均加热温度，可采用回热循环，以减少低韫加热，也可提高初参数，以及采用再热循环等；另一方向则是降低平均放热温度，而这正是凝汽设备的主要任务。

在本章中将着重介绍凝汽设备工作的基本原理，以及大功率汽轮机凝汽设备的发展。

第一节凝汽设备的组成及作用一、凝汽设备的组成凝汽设备通常由表面式凝汽器、抽气设备、凝结水泵、循环水泵，以及这些部件之间的连接管道组成，如图4-1所示。

排汽离开汽轮机之后进入凝汽器5，凝汽器内流人由循环水泵4提供的循环水作为冷却工质，将排汽凝结为水。

由于蒸汽凝结成水时，28000倍)，这就在凝汽器内形成高度真空。

为保持所形成的真空，则需用抽气设备1将漏入凝汽器内的空气不断抽出，以免不凝结的空气在凝汽器内逐渐积累，使凝汽器内压力升高。

由凝汽器产生的凝结水，则通过凝结水泵6进入锅炉的给水系统。

凝汽器大都采用水作为冷却工质。

按供水方式的不同，有一次冷却供水和二次冷却供水。

供水来自江、河、湖、海等天然水源，排水仍排回其中的，称为一次冷却供水，或开式供水。

供水来自冷却水塔或冷却水池等人工水源，排水仍回到冷却水塔(水池)循环使用的，称为二次冷却供水，或闭式供水。

在特别缺水的地区，则可采用空气作为冷却工质。

图4-1凝汽设备系统组成1-抽气设备；2-汽轮机；3-发电机；4-循环水泵；5-凝汽器，6-凝结水泵表面式凝汽器在火电站和核电站中得到广泛应用，图4-2为表面式凝汽器的结构示意图，冷却水由进水管4进入凝汽器；先进入下部冷却水管内，通过回流水室5进入上部冷却水管内，再由出水管6排出。

同一股冷却水在凝汽器内转向前后两次流经冷却水管，这称为双流程凝汽器，同一股冷却水不在凝汽器内转向的，称为单流程凝汽器。

冷却水管2安装在管板3上，蒸汽进入凝汽器后，在冷却水管外汽测空间冷凝，凝结水汇集在下部热井7中，由凝结水泵抽走。

图4-2表面式凝汽器结构简图1-蒸汽人口；2-冷却水管，3-管板；4-冷却水进水管；5-冷却水回流水室；6-冷却水出水管；7-凝结水集水箱(热井)；8-空气冷却区；9-空气冷却区档板；10-主凝结区；11-空气抽出口凝汽器的传热面分为主凝结区10和空气冷却区8两部分，这两部分之间用档板9隔开，空气冷却的面积约占凝汽器面积的5％-10％，设置空气冷却区的目的主要是冷却空气，使其容积流量减小，进而减轻了抽气设备的负荷，有利于提高抽气效果。

二、凝汽设备的作用根据前面的叙述可知，汽轮机装置中的凝汽设备是起了一种热力学中"冷源"的作用，降低冷源的温度就能提高循环的热效率。

因此，凝汽设备的第一个作用是：在汽轮机的排汽口建立并保持高度真空，使进入汽轮机的蒸汽能膨胀到尽可能低的压力，从而增大机组的理想比焓降，提高其热经济性。

图4-3为一次中间再热亚临界机组热效率与排汽压力p'c的关系，该汽轮机新汽压力p'0＝16.67MPa，新汽和再热蒸汽温度t0=t r=537℃，再热压力p r＝3.665MPa，机组容量为300MW，可以看出，若没有凝汽设备，汽轮机的最低排汽压力是大气压，循环热效率ηs只有37.12％，而当p'c=5.0k P a时，ηt＝45.55％，两者之差的相对值Δηt /ηt达18.5％。

因此，降低排汽压力对提高经济性的影响是十分显著的。

汽轮机的排汽压力也不是越低越好，而是有一个最佳值，这个最佳值主要受两方面因素的影响，一方面，在凝汽器中保持真空是需要消耗能量的，降低排汽压力则需要增大凝汽器的冷却面积，增加冷却水量，进而增大厂用电，以及增加基本投资和运行费用，因此，机组排汽压力降低时，虽然使汽轮机的理想比焓降增大，机组功率相应增大，但凝汽设备所消耗的功率也同时增大，这就会出现在某个排汽压力下，汽轮机因真空的提高而增加的功率等于(甚至小于)凝汽设备所增大的能量消耗。

因此，继续降低排汽压力就会得不偿失。

另一方面，排汽压力降低时，其体积急骤增大，汽轮机排汽部分(后汽缸)的尺寸将显著增大，末级叶片高度也相应增大，使机组构造复杂，若使末级尺寸不变，则势必增大末级排汽余速损失，这样降低排汽压力所得到的效益也就被抵消了。

因此，近代汽轮机的设计排汽压力一般都在0.0029～0.0069MPa的范围内，而不采用更低的数值。

图4-3一次中间再热亚临界机组的热效率凝汽设备的第二个作用是将由排汽凝结而成的凝结水作为锅炉的给水，循环使用。

锅炉给水不洁净将使锅炉结垢和腐蚀，使新汽夹带盐分，汽轮机通流部分结垢将会严重，影响电厂的安全经济运行。

汽轮机容量越大，给水量也越大。

若全部靠软化水，则水处理设备的投资和运行费用将大大增加，而凝汽器洁净的凝结水正好可大量用作锅炉的给水。

第二节凝汽器内压力的确定及其影响因素一、凝汽器内压力的确定在凝汽器内，蒸汽是在汽侧压力相应的饱和温度下凝结。

若冷却水量和冷却面积均为无限大时，蒸汽和冷却水之间的传热端差等于零，这时，凝汽器内的压力就等于冷却水温度相对应的饱和蒸汽压力。

但实际情况是凝汽器的冷却面积是有限的，蒸汽凝结时放出的汽化潜热通过管壁传给冷却水，必然会存在一定的温差。

同时，冷却水量也是有限的，冷却水吸热后温度将会有所提高，蒸汽凝结温度要比冷却水进口温度高。

这样，凝汽器中的压力就需要根据凝汽器中蒸汽和冷却水的温度大小及其分布情况决定。

当凝汽器中蒸汽和冷却水的流动近似于逆流情况时，其温度沿冷却表面的分布如图4-4所示。

图中曲线1表示凝汽器内蒸汽凝结温度t s的变化，可以看出，t s在主凝结区内沿着冷却面积基本不变，只是在空气冷却区，由于蒸汽已大量凝结，蒸汽中的空气相对含量增加，使蒸汽分压力p's明显低于凝汽器压力p c，这时p's相对应的饱和蒸汽温度将明显下降。

图中曲线2表示冷却水从进口到出口沿着冷却面积的变化，冷却水在吸热过程中，从进口温度t w1上升到出口温度t w2，其温升Δt=t w2-t w1。

冷却水的进水侧温度上升要比出水侧温度上升快，这是因为进水测温度较低，与蒸汽的传热温差较大，单位传热的热负荷较大的缘故。

蒸汽凝结温度t s与冷却水出口温度t w2之差称为凝汽器的传热端差，用Δt表示，即Δt＝t s-t w2。

图4-4蒸汽和水的温度沿冷却表面的分布A-凝汽器总传热面积；A's-空气冷却区面积c那么，在一定的冷却面积下，在主凝结区蒸汽的凝结温度为Δt＝t w1+Δt+Δt(4-1)在主凝结区，凝汽器压力p c与蒸汽压力p's相差甚微，可用p c代替p's，这样，由式(4-1)算出t s后就可求出相对应的饱和蒸汽压力p's，也就确定了凝汽器内的压力p c。

二、影响凝汽器压力的因素式(4-1)是确定和分析凝汽器压力的理论基础，可以看出，影响凝汽器压力久的主要因素有：1.冷却水进口温度t w1凝汽器的进水温度在冷却水开式供水系统中完全取决于自然条件，随季节的变化而变化。

冬季t w1较低，t s也低，相应地p c也低，即凝汽器真空变高；夏季t较高，t s也高，相应地p c也高，凝汽器真空变低。

除此以外，水面温度和水w1底温度不一样，可以相差2～3℃ ；水涨潮、退潮时不能让凝汽器的进水和排水相混，以免使t w1升高。

在冷却水闭式供水系统中，t w1还决定于冷水塔或冷却水池的冷却效果。

2.冷却水温升Δt根据凝汽器内传热的热平衡方程，蒸汽在凝结时放出的热量应等于冷却水吸收的热量，即Q=1000D(h c-h'c)＝ 1000D w(h'w2-h'w1)c(4-2)＝4187D wΔt式中Q--凝汽器的传热量(kJ/h)；D、D w--进入凝汽器的蒸汽量与冷却水量(t/h)；ch、h'c--蒸汽和凝结水的比焓(kJ/kg)；ch'、h'w1--冷却水出口比焓和进口比焓，kJ/kg。

w2在低温范围内，水的比焓h'w2、h'w1在数值上约等于水温t w2、t w1的4.18倍，则由上式可得(4-2a)式中：m＝D w/D c，为凝结1kg蒸汽所需的冷却水量，称为冷却倍率或循环倍率。

增大m，则Δt减小，由式(4-1)知t s也相应减小，凝汽器就可以达到较低的压力，但由于冷却水量的增大，循环水泵的耗功也增大，冷却水管的直径也加大，同时由于排汽比容增大，末级叶片尺寸也相应加大，电站投资增大。

因此m值的确定应通过技术经济比较，现代凝汽器的m值约在50～120的范围内，一般情况下，凝汽器开式供水或采用单流程时，m可选用较大值。

(h c-h'c)是1kg排汽凝结时放出的汽化潜热，对于高真空下的凝汽器来说，比焓差 (h c-h'c)变动范围很小，一般在2140～2220kJ/kg左右，取其平均值，则(4-2b) 可以看出，冷却水温升Δt＝t w2-t w1的大小主要决定于循环倍率m，一般为5～10℃。

当D c一定时，若Δt变大了，则表明冷却水量不足，这可能是因为凝汽器的管板被冷却水带进的杂草、小与与鱼虾等杂物堵塞；可能是冷却水吸水井水位太低，吸不上水，"虹吸"破坏或"虹吸"管堵塞，也可能是循环水泵运行恶化，最终都将使凝汽器真空降低。

从式.(4-2b)也可看出，在汽轮机运行状态下，D c 是无法改变的，控制冷却水温升Δt的手段只能是改变冷却水量D w。

当增大D w 时，Δt下降，在同一个D c下，铺草p c将降低，此时机组的经济性将有所提高。

但应注意，此时，由于D w的增大，使机组的厂用电也增大了。

3.凝汽器的传热端差Δt由凝汽器的传热方程可知在蒸汽凝结时，传给冷却水的热量为Q＝D(h c-h'c)=A c KΔt m=D wΔ t(4-3)c式中K--凝汽器的总体传热系数[kJ/(m2h℃)]；A--冷却水管外表面总面积(m2)；cΔt m--蒸汽与冷却水之间的平均传热温差(℃)。

由图4-4可以看出，由于空冷区传热面积Aa很小，一般可假设蒸汽凝结温度t s，沿冷却面积不变，而用冷却水的对数平均温差代替平均传热温差，则(4-4)将式(4-4)、式(4-2)和式(4-3)联立，可得(4-5) 可以看出，传热端差Δt=t s-t w2与冷却面积、传热量、传热系数和冷却水量有关，传热越强，端差越小。

一般情况下，Δt=3℃～10℃。

当然，Δt越小越好。

设计时，Q一定，D W主要根据m决定，K只能按经济数值取定，此时，只有增大传热面积人才能减小Δt，从而使凝汽器体积增大，占地面积增大，投资增大，同样需进行技术经济比较。