真空泵強制冷卻裝置的選型和應用

許朋江，馬汀山，居文平，程東濤

（西安熱工研究院有限公司，西安710032）

電廠實際運行中，水環真空泵工作水的溫度是影響真空泵和凝汽器運行性能的關鍵因素［1］。降低工作水的溫度，有利于增強真空泵的抽吸能力，改善真空泵的汽蝕特性。近年來，以制冷系統對真空泵工作水進行強制冷卻的技術已有了應用，并取得了一定的效果，但強冷裝置的選用普遍存在選型過大、能耗偏高的問題；另外在一些情況下，強冷裝置的投運并沒有帶來任何收益。本文給出了水環真空泵強冷裝置選型計算方法，并對兩種制冷系統在電廠的適用性進行了分析。對目前電廠普遍存在的強冷裝置運行效果不明顯的問題和影響強冷裝置運行效果的相關因素，文獻［1］中給予了分析評價。

1 選型分析和能效比較

1.1 選型分析

水環真空泵強制冷卻裝置系統見圖1，其選型的依據主要為工作水的溫度需求和冷卻熱負荷。

圖1 水環真空泵系統

水環真空泵的抽吸壓力由工作水對應的飽和壓力決定，正常情況下真空泵抽吸壓力等于凝汽器壓力減去管道阻力和真空泵汽蝕余量。水環真空泵的工作水溫度由對應的飽和壓力決定。

式中：Tv為水環真空泵的工作水溫度，℃；ps（Tv）為工作水溫度對應的飽和壓力，kPa；px為真空泵抽汽口壓力，kPa；pc為凝汽器壓力，kPa；Δp為凝汽器汽阻和管道阻力，kPa；ΔpNPSH為防止真空泵汽蝕所留有的抽吸壓力余量，kPa。

根據文獻［2］，水環真空泵抽吸能力是受工作水溫度影響的。在求得工作水溫度后，可以根據工作水溫度和真空泵運行特性確定真空泵抽吸流量。

已知真空泵抽吸流量，可求得水環真空泵強冷裝置冷卻熱負荷：

式中：Q 為冷卻熱負荷，kW；φ為抽吸空氣的濕度；rh為水蒸氣在抽吸壓力下的凝結潛熱，kJ／kg；cp為抽吸蒸汽凝結成水的比定壓熱容，kJ／（kg·K）；ΔT 為工作液冷卻溫降，K。

式（2）前一部分表示抽吸空氣中水蒸氣的凝結潛熱，后一部分表示抽吸蒸汽凝結成水后的溫降顯熱；抽吸空氣中水蒸氣占主要部分，水蒸氣的凝結潛熱遠大于溫降顯熱；因此可以僅計算式（2）的前一部分來代替冷卻熱負荷，不會引起太大誤差。

根據真空泵的工作水溫需求，考慮一定的傳熱端差和工作水溫升，即可確定強冷裝置所需制取的冷凍水溫度（冷凍水溫度＝工作水溫度-工作水溫升-換熱器傳熱端差）。再根據冷卻熱負荷確定強冷裝置的制冷負荷（冷卻熱負荷＝制冷負荷），即具備了所需的選型條件。根據冷凍水溫度、制冷負荷，可以確定強冷裝置的制冷劑流量、設備功率以及配套循環水流量等，繼而完成設備選型工作。

1.2 能效分析

根據上述計算，可以確定所需選擇的強冷裝置的性能參數。對于具體制冷系統的選擇，則需要根據實際的能耗情況和經濟性指標進行權衡。常用的水環真空泵強冷裝置有兩種：蒸汽壓縮式制冷系統和吸收式制冷系統。這兩種系統消耗的能量形式不同，其能耗的比較需要在換算成一次能源消耗的情況下進行。

蒸汽壓縮式系統：

式中：B為單位供冷量煤耗，g／kJ；W 為制冷系統電功率，kW；BG為發電煤耗率，g／（kW·h）；copc為蒸汽壓縮式制冷系統性能系數。

吸收式系統：

式中：Qg為發生器吸熱量，kW；EC為標煤熱值，kJ／kg；copa為吸收式制冷系統性能系數。

式（4）中未考慮吸收式系統的電功率，因為對于吸收式系統發生器驅動熱源輸入的熱量遠高于系統輸入的電功率，電功率相比驅動熱源熱量可以忽略不計。

壓縮式系統和吸收式系統一次能源消耗的比較，主要取決于各自的系統性能系數和發電煤耗。一般壓縮式系統的copc≥3，常用單效吸收式制冷系統的copa在0.6～1.2，考慮1 000MW超臨界機組設計煤耗252.9g／（kW·h），標煤熱值取29 302kJ／kg，可得到圖2。

圖2 強冷裝置能耗比較

從圖2可以看出：在制冷負荷相同的條件下，蒸汽壓縮式系統的一次能源消耗低于吸收式系統。就單純的能耗比較，壓縮式系統優于吸收式系統，實際上當發電煤耗增長到320g／（kW·h）時，這個結論依然成立。一次能源消耗的比較從量的角度反映了系統實際能耗多少，具有一定的選型指導意義。另外蒸汽壓縮式制冷系統結構更加簡單，較吸收式系統發展也更為成熟，已經有大量工業應用經驗，是更適合電廠應用的系統。

1.3 選型實例

下面以某1 000MW機組雙背壓凝汽器應用水環真空泵強冷裝置的選型進行分析。已知選型條件（包括凝汽器參數）見表1，選型結果見表2。

表1 選型實例已知條件（包括凝汽器參數）

表1 （續）

表2 強冷裝置選型結果

2 實際應用分析

對于由循環水冷卻改造為強冷裝置冷卻真空泵工作水的工程，強制冷卻裝置的應用收益與實際的凝汽器工作狀態有關。影響凝汽器工作狀態的主要因素為真空泵抽吸能力和機組負荷。對強冷裝置應用效果的分析，首先需要對影響凝汽器壓力的各個因素進行分析。

凝汽器在比較理想的狀態下工作時，凝汽器中空氣積聚很少，凝汽器中飽和蒸汽溫度為：

式中：Tcs為凝汽器蒸汽溫度，℃；Tw為循環水溫度，℃；ΔTwc為凝汽器循環水溫升，K；dTc為凝汽器傳熱端差，K。

循環水冷卻方式下真空泵工作液的溫度為：

式中：Tv為真空泵工作水溫度，℃；ΔTcv為真空泵循環水溫升，K；dTv為傳熱端差，K。

實際凝汽器壓力為ps（Tcs）和ps（Tv）＋Δp＋ΔpNPSH中的大值。

循環水溫度直接影響Tcs和Tv的大??；機組負荷影響ΔTwc的大?。C組負荷影響凝汽器負荷，繼而影響換熱溫升），從而影響凝汽器壓力。

以下分別對循環水溫和機組負荷對于強冷裝置的應用效果的影響進行分析。在電廠建設中，設計的真空泵抽吸能力一般是滿足機組運行需求的，在此不進行討論。

2.1 循環水溫對強冷裝置的影響

對于循環水冷卻系統，當ps（Tcs）＜ps（Tv）＋Δp＋ΔpNPSH時，凝汽器壓力由真空泵確定，為不等式左邊的值。若應用強冷裝置對真空泵工作液進行冷卻，則可以起到降低凝汽器壓力的作用；反之，投入強制冷卻裝置，并不一定能帶來實際的運行收益。

考慮循環水在凝汽器中的溫升取9K，凝汽器傳熱端差取5K，真空泵冷卻水溫升取5.5K，傳熱端差取5K，保證真空泵不汽蝕的壓力余量取0.85kPa，可以得到以循環水冷卻和以強冷裝置冷卻真空泵工作液時，凝汽器壓力隨循環水溫度變化的關系曲線，見圖3。

圖3 不同冷卻方式下凝汽器壓力隨循環水溫度的變化

從圖3可以看出：循環水溫度比較低的時候，強冷裝置的效果更好一些，這是因為隨著循環水溫度的升高，ps（Tv）＋Δp＋ΔpNPSH的增長速度相比于ps（Tcs）要慢。用強冷裝置對真空泵工作水進行冷卻的系統，凝汽器壓力始終為ps（Tcs）。循環水冷卻真空泵工作水的系統，在循環水溫比較低時，凝汽器壓力為ps（TV）-Δp-ΔpNPSH；當循環水溫高于某一個值后，凝汽器壓力變為ps（Tcs），二者相等。

2.2 機組負荷對強冷裝置的影響

對于循環水冷卻真空泵工作液的系統，隨著機組負荷的減小，凝汽器負荷減小。在凝汽器循環水流量不變的條件下，循環水溫升減小，即ΔTwc減小，ps（Tcs）減?。欢鳷v近似不變，ps（Tv）＋Δp＋ΔpNPSH近似不變。當機組負荷小于某個值以后，ps（Tcs）＜ps（Tv）＋Δp＋ΔpNPSH，凝汽器壓力為ps（Tv）＋Δp＋ΔpNPSH，運行中表現為凝汽器中空氣積聚，換熱系數降低，凝汽器壓力升高。對于強冷裝置冷卻真空泵工作液的系統，可以保證Tv始終是一個比較小的值，凝汽器壓力一直為ps（Tcs）?？梢钥闯觯瑱C組低負荷時強冷裝置對降低凝汽器壓力的效果更好。

3 結語

從上述分析討論中可以看出：在機組設計合理、運行正常的條件下，強冷裝置在循環水溫較低、機組負荷較小的情況下，可以起到降低凝汽器壓力的效果；而當機組循環水溫較高、負荷較大時，強冷裝置的投運收益不明顯。

如果機組設計配備的真空泵抽吸流量偏小，或者機組經過長時間運行，凝汽器漏入空氣量偏大，以至于真空泵抽吸不足時，選用真空泵強冷裝置可以增大真空泵抽吸能力，減少凝汽器內空氣的積聚，有利于提高機組真空度。

對于強冷裝置的選用，需要根據電廠循環水溫變化特性和機組帶負荷情況來綜合考慮，需要進行投資和收益的比較，以及考慮設備運行維護等相關問題，以綜合評價真空泵強制冷卻裝置投入的必要性。

綜上所述，可以歸結為以下三點：（1）真空泵強冷裝置的選用以真空泵工作水溫和冷卻熱負荷兩項指標為依據。（2）蒸汽壓縮式強制冷卻系統比吸收式系統有更好的能耗指標，且系統更加成熟、穩定，更適合于電廠應用。（3）應用強冷裝置的經濟性與循環水溫和電廠帶負荷特性有關，在實際工程中需要綜合考慮多方面因素來確定方案。

［1］居文平，李素芳，馬汀山，等.工作水進口溫度對水環式真空泵及凝汽器性能影響的試驗［J］.熱力發電，2009，38（1）：77-79.

［2］齊復東，賈樹本，馬義偉.電站凝汽設備和冷卻系統［M］.北京：水利電力出版社，1992.