真空泵强制冷却装置的选型和应用

许朋江，马汀山，居文平，程东涛

（西安热工研究院有限公司，西安710032）

电厂实际运行中，水环真空泵工作水的温度是影响真空泵和凝汽器运行性能的关键因素［1］。降低工作水的温度，有利于增强真空泵的抽吸能力，改善真空泵的汽蚀特性。近年来，以制冷系统对真空泵工作水进行强制冷却的技术已有了应用，并取得了一定的效果，但强冷装置的选用普遍存在选型过大、能耗偏高的问题；另外在一些情况下，强冷装置的投运并没有带来任何收益。本文给出了水环真空泵强冷装置选型计算方法，并对两种制冷系统在电厂的适用性进行了分析。对目前电厂普遍存在的强冷装置运行效果不明显的问题和影响强冷装置运行效果的相关因素，文献［1］中给予了分析评价。

1 选型分析和能效比较

1.1 选型分析

水环真空泵强制冷却装置系统见图1，其选型的依据主要为工作水的温度需求和冷却热负荷。

图1 水环真空泵系统

水环真空泵的抽吸压力由工作水对应的饱和压力决定，正常情况下真空泵抽吸压力等于凝汽器压力减去管道阻力和真空泵汽蚀余量。水环真空泵的工作水温度由对应的饱和压力决定。

式中：Tv为水环真空泵的工作水温度，℃；ps（Tv）为工作水温度对应的饱和压力，kPa；px为真空泵抽汽口压力，kPa；pc为凝汽器压力，kPa；Δp为凝汽器汽阻和管道阻力，kPa；ΔpNPSH为防止真空泵汽蚀所留有的抽吸压力余量，kPa。

根据文献［2］，水环真空泵抽吸能力是受工作水温度影响的。在求得工作水温度后，可以根据工作水温度和真空泵运行特性确定真空泵抽吸流量。

已知真空泵抽吸流量，可求得水环真空泵强冷装置冷却热负荷：

式中：Q 为冷却热负荷，kW；φ为抽吸空气的湿度；rh为水蒸气在抽吸压力下的凝结潜热，kJ／kg；cp为抽吸蒸汽凝结成水的比定压热容，kJ／（kg·K）；ΔT 为工作液冷却温降，K。

式（2）前一部分表示抽吸空气中水蒸气的凝结潜热，后一部分表示抽吸蒸汽凝结成水后的温降显热；抽吸空气中水蒸气占主要部分，水蒸气的凝结潜热远大于温降显热；因此可以仅计算式（2）的前一部分来代替冷却热负荷，不会引起太大误差。

根据真空泵的工作水温需求，考虑一定的传热端差和工作水温升，即可确定强冷装置所需制取的冷冻水温度（冷冻水温度＝工作水温度-工作水温升-换热器传热端差）。再根据冷却热负荷确定强冷装置的制冷负荷（冷却热负荷＝制冷负荷），即具备了所需的选型条件。根据冷冻水温度、制冷负荷，可以确定强冷装置的制冷剂流量、设备功率以及配套循环水流量等，继而完成设备选型工作。

1.2 能效分析

根据上述计算，可以确定所需选择的强冷装置的性能参数。对于具体制冷系统的选择，则需要根据实际的能耗情况和经济性指标进行权衡。常用的水环真空泵强冷装置有两种：蒸汽压缩式制冷系统和吸收式制冷系统。这两种系统消耗的能量形式不同，其能耗的比较需要在换算成一次能源消耗的情况下进行。

蒸汽压缩式系统：

式中：B为单位供冷量煤耗，g／kJ；W 为制冷系统电功率，kW；BG为发电煤耗率，g／（kW·h）；copc为蒸汽压缩式制冷系统性能系数。

吸收式系统：

式中：Qg为发生器吸热量，kW；EC为标煤热值，kJ／kg；copa为吸收式制冷系统性能系数。

式（4）中未考虑吸收式系统的电功率，因为对于吸收式系统发生器驱动热源输入的热量远高于系统输入的电功率，电功率相比驱动热源热量可以忽略不计。

压缩式系统和吸收式系统一次能源消耗的比较，主要取决于各自的系统性能系数和发电煤耗。一般压缩式系统的copc≥3，常用单效吸收式制冷系统的copa在0.6～1.2，考虑1 000MW超临界机组设计煤耗252.9g／（kW·h），标煤热值取29 302kJ／kg，可得到图2。

图2 强冷装置能耗比较

从图2可以看出：在制冷负荷相同的条件下，蒸汽压缩式系统的一次能源消耗低于吸收式系统。就单纯的能耗比较，压缩式系统优于吸收式系统，实际上当发电煤耗增长到320g／（kW·h）时，这个结论依然成立。一次能源消耗的比较从量的角度反映了系统实际能耗多少，具有一定的选型指导意义。另外蒸汽压缩式制冷系统结构更加简单，较吸收式系统发展也更为成熟，已经有大量工业应用经验，是更适合电厂应用的系统。

1.3 选型实例

下面以某1 000MW机组双背压凝汽器应用水环真空泵强冷装置的选型进行分析。已知选型条件（包括凝汽器参数）见表1，选型结果见表2。

表1 选型实例已知条件（包括凝汽器参数）

表1 （续）

表2 强冷装置选型结果

2 实际应用分析

对于由循环水冷却改造为强冷装置冷却真空泵工作水的工程，强制冷却装置的应用收益与实际的凝汽器工作状态有关。影响凝汽器工作状态的主要因素为真空泵抽吸能力和机组负荷。对强冷装置应用效果的分析，首先需要对影响凝汽器压力的各个因素进行分析。

凝汽器在比较理想的状态下工作时，凝汽器中空气积聚很少，凝汽器中饱和蒸汽温度为：

式中：Tcs为凝汽器蒸汽温度，℃；Tw为循环水温度，℃；ΔTwc为凝汽器循环水温升，K；dTc为凝汽器传热端差，K。

循环水冷却方式下真空泵工作液的温度为：

式中：Tv为真空泵工作水温度，℃；ΔTcv为真空泵循环水温升，K；dTv为传热端差，K。

实际凝汽器压力为ps（Tcs）和ps（Tv）＋Δp＋ΔpNPSH中的大值。

循环水温度直接影响Tcs和Tv的大小；机组负荷影响ΔTwc的大小（机组负荷影响凝汽器负荷，继而影响换热温升），从而影响凝汽器压力。

以下分别对循环水温和机组负荷对于强冷装置的应用效果的影响进行分析。在电厂建设中，设计的真空泵抽吸能力一般是满足机组运行需求的，在此不进行讨论。

2.1 循环水温对强冷装置的影响

对于循环水冷却系统，当ps（Tcs）＜ps（Tv）＋Δp＋ΔpNPSH时，凝汽器压力由真空泵确定，为不等式左边的值。若应用强冷装置对真空泵工作液进行冷却，则可以起到降低凝汽器压力的作用；反之，投入强制冷却装置，并不一定能带来实际的运行收益。

考虑循环水在凝汽器中的温升取9K，凝汽器传热端差取5K，真空泵冷却水温升取5.5K，传热端差取5K，保证真空泵不汽蚀的压力余量取0.85kPa，可以得到以循环水冷却和以强冷装置冷却真空泵工作液时，凝汽器压力随循环水温度变化的关系曲线，见图3。

图3 不同冷却方式下凝汽器压力随循环水温度的变化

从图3可以看出：循环水温度比较低的时候，强冷装置的效果更好一些，这是因为随着循环水温度的升高，ps（Tv）＋Δp＋ΔpNPSH的增长速度相比于ps（Tcs）要慢。用强冷装置对真空泵工作水进行冷却的系统，凝汽器压力始终为ps（Tcs）。循环水冷却真空泵工作水的系统，在循环水温比较低时，凝汽器压力为ps（TV）-Δp-ΔpNPSH；当循环水温高于某一个值后，凝汽器压力变为ps（Tcs），二者相等。

2.2 机组负荷对强冷装置的影响

对于循环水冷却真空泵工作液的系统，随着机组负荷的减小，凝汽器负荷减小。在凝汽器循环水流量不变的条件下，循环水温升减小，即ΔTwc减小，ps（Tcs）减小；而Tv近似不变，ps（Tv）＋Δp＋ΔpNPSH近似不变。当机组负荷小于某个值以后，ps（Tcs）＜ps（Tv）＋Δp＋ΔpNPSH，凝汽器压力为ps（Tv）＋Δp＋ΔpNPSH，运行中表现为凝汽器中空气积聚，换热系数降低，凝汽器压力升高。对于强冷装置冷却真空泵工作液的系统，可以保证Tv始终是一个比较小的值，凝汽器压力一直为ps（Tcs）。可以看出，机组低负荷时强冷装置对降低凝汽器压力的效果更好。

3 结语

从上述分析讨论中可以看出：在机组设计合理、运行正常的条件下，强冷装置在循环水温较低、机组负荷较小的情况下，可以起到降低凝汽器压力的效果；而当机组循环水温较高、负荷较大时，强冷装置的投运收益不明显。

如果机组设计配备的真空泵抽吸流量偏小，或者机组经过长时间运行，凝汽器漏入空气量偏大，以至于真空泵抽吸不足时，选用真空泵强冷装置可以增大真空泵抽吸能力，减少凝汽器内空气的积聚，有利于提高机组真空度。

对于强冷装置的选用，需要根据电厂循环水温变化特性和机组带负荷情况来综合考虑，需要进行投资和收益的比较，以及考虑设备运行维护等相关问题，以综合评价真空泵强制冷却装置投入的必要性。

综上所述，可以归结为以下三点：（1）真空泵强冷装置的选用以真空泵工作水温和冷却热负荷两项指标为依据。（2）蒸汽压缩式强制冷却系统比吸收式系统有更好的能耗指标，且系统更加成熟、稳定，更适合于电厂应用。（3）应用强冷装置的经济性与循环水温和电厂带负荷特性有关，在实际工程中需要综合考虑多方面因素来确定方案。

［1］居文平，李素芳，马汀山，等.工作水进口温度对水环式真空泵及凝汽器性能影响的试验［J］.热力发电，2009，38（1）：77-79.

［2］齐复东，贾树本，马义伟.电站凝汽设备和冷却系统［M］.北京：水利电力出版社，1992.