循環(huán)水溫較低條件下的雙背壓應用問題

蔣尋寒，阮圣奇

(安徽省電力科學研究院，合肥 230601)

隨著火電機組單機容量不斷增大，雙背壓汽輪機的應用越來越多，目的是在凝汽器換熱面積相同的條件下節(jié)能，或者在背壓相同的條件下減少凝汽器換熱面積。但是，對于雙背壓設計所需要的循環(huán)水溫和水量條件，目前國內并沒有一個統(tǒng)一、清晰的判斷依據(jù)。本文集中討論了這個問題，試圖提出一個一般性的方法，以判斷在給定的條件下，是否應采用雙背壓設計;指出汽輪機排汽面積越大，則適合雙背壓設計的水溫、水量范圍越大;通過實例，指出國內汽輪機的排汽面積普遍較大，因此結論是，在4 排汽汽輪機中，只有很小比例的機組適合單背壓，在絕大多數(shù)情況下，采用雙背壓是合理的節(jié)能設計。

1 行業(yè)內的一般認識

雙背壓相對于單背壓，可以在凝汽器換熱面積不變的條件下，降低額定背壓0.2～0.3 kPa，但凝汽器水阻略有增加。

一般而言，循環(huán)水溫越高，水量越小，則雙背壓的節(jié)能優(yōu)勢越大。原因是，對于確定的低壓缸，在一定范圍內，背壓越高則汽輪機熱耗－背壓修正曲線越陡，背壓變化對熱耗的影響越大;另一方面，在背低越低的位置上，背壓修正曲線就越彎曲，低背壓低壓缸得到的熱耗收益也就越小。這樣，在循環(huán)水溫較低，水量十分充沛的條件下，雙背壓會增加能耗，因而不宜采用，這是業(yè)內所熟知的。但是，對于給定的循環(huán)水溫和水量條件，確定雙背壓設計是否節(jié)能，需要細致的計算分析，而目前缺少明確的方法和判斷依據(jù)，因此很多工程中出現(xiàn)了不合理的設計。比如，同樣的1 000 MW 機型，在海水冷卻水溫不足17 ℃的情況下采用雙背壓，或者在水溫超過23 ℃的條件下采用單背壓。

對于雙背壓汽輪機，在冬季，較低側的背壓相對容易達到甚至低于出力阻塞(膨脹極限)背壓，這將增加能耗。而單背壓汽輪機相對不容易出現(xiàn)這個問題。

在國內，較低的循環(huán)水溫指的是年平均值低于20 ℃，特別是在18 ℃以內。

2 一些被忽略的因素

換一個角度，循環(huán)水溫、水量為一定，則汽輪機排汽面積越大，越適合采用雙背壓。原因有以下兩點:首先，如果排汽面積越大(設計余速損失越小)，則汽輪機出力阻塞背壓越低。一個比較極端的例子是，國產(chǎn)引進型超臨界4 排汽600 MW汽輪機，一般配1 000 mm 級別末級葉片，滿負荷下出力阻塞背壓大約2 kPa;其次，排汽面積越大，則熱耗－背壓修正曲線總體越陡，降低背壓的收益也越大。這樣，低背壓低壓缸的收益相對較大。對這些因素，火電行業(yè)內并不熟知。

美國全部和日本的一部分電網(wǎng)周波為60 Hz，相應地，汽輪機末級葉片較短，排汽面積較小，那么技術經(jīng)濟比較結果必然是冷端設備容量較小，額定背壓較高。歐洲電網(wǎng)周波一般是50 Hz，汽輪機末級葉片較長，特別是德國新建的火電機組，強調節(jié)能設計，因此汽輪機排汽面積普遍很大，相應地，冷端設備容量驚人，額定背壓極低。國內總體情況是，冷端設備容量、額定背壓均居于兩者之間，而汽輪機末級葉片較長，和歐洲機組條件相同，其中600 MW 等級4 排汽汽輪機比較特殊，幾乎都配備1 000 mm 末級葉片，排汽面積過大，在絕大多數(shù)情況下，這是明顯不均衡的冷端參數(shù)配置［1］，會增加能耗，但同時，適合雙背壓的循環(huán)水溫和水量范圍更寬。

對于單背壓4 排汽汽輪機，雙背壓改造未必都合理［2］，除了循環(huán)水溫較低、水量又較大以外，關鍵原因是，一些老的機型末級葉片較短，因此背壓修正曲線較為平緩，出力阻塞背壓也較高。國內這些600 MW 機型大多已經(jīng)陸續(xù)進行了技術改造，并改用較長的1 000 mm 級別末級葉片，在這種條件下，就可能適合進行雙背壓改造。

在循環(huán)水調度方面，國內電廠不注重維持凝汽器內水速以減緩管束腐蝕，而是重視循環(huán)水泵耗電變化以及背壓變化引起的汽輪機熱耗變化之間的技術經(jīng)濟比較，多數(shù)電廠實際更重視節(jié)約廠用電。這是明顯不同于發(fā)達國家電廠的特點。例如，外高橋二廠機組投產(chǎn)時，德方要求所有循環(huán)水泵隨機組保持運行，但不久電廠就改變了循環(huán)水調度策略［3］。由于這個原因，國內機組運行的統(tǒng)計平均背壓往往明顯高于額定背壓，需要有所改進。

在冬季，對于雙背壓汽輪機，當?shù)蛡缺硥捍_實低于出力阻塞背壓時，打開抽空氣管道聯(lián)絡閥(圖1 中的閥1 和閥2)，讓低壓凝汽器壓力接近高壓凝汽器壓力，汽輪機經(jīng)濟性可能稍好一點或壞一點，一般變化很小。在夏季，雙背壓獲益相對較大。

圖1 并聯(lián)抽空氣管道系統(tǒng)

以上各項因素，都直接影響雙背壓設計的經(jīng)濟性，但往往被忽略。

為了實現(xiàn)火電機組節(jié)能設計，下面通過一個實例，提出具有一般性的方法，以確定在給定的循環(huán)水溫和水量條件下，是否應采用雙背壓。

3 一個例子

3.1 問題和已知條件

考慮1 臺引進型超臨界4 排汽600 MW 汽輪機，采用900 mm 級別末級葉片，熱耗－背壓修正曲線如圖2 所示。原額定背壓為5.88 kPa，汽輪機廠商為適應南方較高的循環(huán)水溫和背壓條件，有意識地配置了較小的排汽面積，但這里是假定用于循環(huán)水溫較低、水量較大的環(huán)境。假設循環(huán)水為直流系統(tǒng)，水源為長江水，年平均水溫為17℃，凝汽器設計冷卻倍率為60，凝汽器換熱面積固定。以下的計算都基于HEI 標準［4］。額定背壓計算結果是:單背壓4.3 kPa，雙背壓4.12 kPa。

圖2 背壓修正曲線

按目前國內一般的設計理念，在這樣的循環(huán)水濕和水量條件下，采用雙背壓設計，則背壓降低幅度有限，凝汽器水阻增加，冬季低背壓低壓缸還會面臨出力阻塞的問題，因此單背壓設計更合理。那么，在這樣水溫較低、水量較大的條件下，是否應當采用雙背壓?如何進行判斷?

3.2 出力阻塞背壓

從圖2 可以看到，在滿負荷條件下，出力阻塞背壓約為2.8 kPa，那么在80%負荷下，出力阻塞背壓更低，冬季運行中并不容易達到，即使達到了，危害也很小，因為背壓低于出力阻塞背壓的幅度一定很小。即便按水溫4 ℃考慮，機組在滿負荷、冬季循環(huán)水調度方式下，由計算可知，循環(huán)水溫上升13.5℃，平均背壓為2.9 kPa，低側背壓為2.6 kPa，高側背壓為3.3 kPa，無論是否打開抽空氣聯(lián)絡閥，相對于單背壓結果3.3 kPa，都無實際熱耗損失。

雙背壓的平均背壓2.9 kPa 比單背壓結果3.3 kPa 偏低較多，原因是進水溫度極低時凝汽器傳熱系數(shù)很低，而高壓凝汽器進水溫度較高，傳熱系數(shù)增加幅度較大。依據(jù)HEI 標準［4］，凝汽器換熱系數(shù)K 可寫為:

式中:a1為管材和壁厚系數(shù)，無量綱;a2為管子外徑系數(shù)，無量綱;a3為清潔系數(shù)，無量綱;a4為進水溫度系數(shù)，無量綱，和水溫的關系如圖3 所示;V為管束內平均水速，m/s;a4為與進水溫度的關系如圖3 所示。

圖3 進水溫度系數(shù)

國內火電機組的年平均循環(huán)水溫都高于15℃，在這個水溫條件下，凝汽器換熱系數(shù)變化不大，計算結果是，水溫越高，雙背壓相對單背壓的背壓降低幅度越大。

3.3 額定背壓

額定背壓4.3 kPa 是按標準流程計算的，這個流程的依據(jù)是:機組滿負荷、循環(huán)水溫取年平均值、循環(huán)水泵全開。這個流程忽略了一個重要的因素，即額定背壓結果偏低。

如果考慮額定背壓的代表性，應當以80%負荷、春秋季節(jié)循環(huán)水調度方式為依據(jù)進行計算，額定背壓結果略微升高，可以認為不變。

但是，循環(huán)水溫和背壓的關系并非線性。我們知道，以一年為依據(jù)，在實際運行中，背壓低于額定背壓的時間較短，冬季背壓低于額定背壓的幅度相對較小;背壓高于額定背壓的時間較長，夏季背壓高于額定背壓的幅度也較大。這樣，根據(jù)年平均水溫計算的額定背壓，結果必然偏低，如果以逼近統(tǒng)計平均背壓的真實結果為出發(fā)點，則客觀的額定背壓結果應當是4.7 kPa。

還有，背壓和汽輪機熱耗的關系也不是線性的，在額定背壓以下，降低背壓的作用較小，但在額定背壓以上，背壓變化對熱耗的影響較大。因此在理論上，如果以客觀評價機組能耗為出發(fā)點，那么更應當把額定背壓定得略高一點才比較客觀。

3.4 結果和推論

假定凝汽器面積不變，計算結果是，采用雙背壓設計，額定背壓從4.3 kPa 降低0.18 kPa，已經(jīng)是節(jié)能設計;如果考慮采用雙背壓設計，背壓從4.7 kPa 降低0.2 kPa，則節(jié)能效果更好，肯定優(yōu)于單背壓。評估結果中節(jié)能效益增加的原因有兩個方面:背壓起點較高(4.7 kPa)，則雙背壓降低幅度大一些;而且，相對于4.3 kPa，4.7 kPa 處的熱耗－背壓修正曲線較陡。采用雙背壓設計，凝汽器水阻增加不足1 m，廠用電率增加約0.04%，而汽輪機熱耗獲益約0.12%，明顯大于耗費。

所以，對于這個例子的循環(huán)水溫和水量條件，采用雙背壓是合理的節(jié)能設計。實際上，國內的引進型4 排汽600 MW 汽輪機，絕大多數(shù)都配置1 000 mm 級別的末級葉片，排汽面積比上面的例子大得多，因此，雙背壓設計的適用范圍是相當大的。用同樣的方法可以確定，對于引進型1 000 MW 汽輪機，哈爾濱汽輪機廠的機型配1 219 mm末級葉片，設計余速損失與上面的例子相當，其余機型的排汽面積相對小一些，對于18～19 ℃的水溫條件，在絕大多數(shù)情況下，雙背壓仍是合理的選擇。汽輪機廠家提供準確可靠的熱耗－背壓修正曲線，是計算中的關鍵條件。

4 一些設計要點

對雙背壓凝汽器，必須采用并聯(lián)抽空氣管道系統(tǒng)(見圖1)，才能充分發(fā)揮雙背壓的節(jié)能優(yōu)勢。

如果布置方便，建議將低背壓低壓缸設置為靠近中壓缸，這樣，由于中、低壓缸連通管有壓損，低背壓低壓缸進汽壓力相對稍高，因此進汽量稍大，這對節(jié)能有益。

5 結論

在循環(huán)水溫、流量確定的條件下，汽輪機排汽面積越大，相對地也就越適合雙背壓設計。

國內600 MW 及以上的4 排汽汽輪機，排汽面積普遍較大，其中絕大多數(shù)適合雙背壓設計，而實際是否采用，應通過細致的計算分析確定。國內目前的設計流程忽略了一些重要因素，缺乏細致的定量分析，需要改進。本文給出了一般性的方法。

［1］蔣尋寒，曹祖慶.火電機組汽輪機末級葉片的選擇［J］.熱力透平，2009，3(4):226-228.

［2］王興平，黃功文.汽輪機凝汽器雙背壓改造的經(jīng)濟性探討［J］.發(fā)電設備，2010(4):241-243.

［3］戴岳，虞美萍，陳剛.上海外高橋電廠900 MW 機組節(jié)能降耗［J］.上海電力，2007(5):447-449.

［4］Heat Exchange Institute，ING.Standards for Steam Surface Condenser［S］.10thed.America :Heat Exchange institute，ING:2006.