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最佳真空的定义
第四章 汽轮机的凝汽设备
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　　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。 $ d" @1 l  O/ K& \( C9 u  X
　　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。 9 [2 `; e) v. C
第一节 凝汽设备的组成及作用 4 ~' M( q! o3 ^1 z
　　一、凝汽设备的组成 ) U3 X3 k* Q* }- D$ H1 u1 w, r7 V
　　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。
6 u' ^* g9 ?1 f, ]3 ]
　　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。
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" G- g- \+ `/ K图4-1凝汽设备系统组成
$ X# F9 T+ V# |( M9 u1-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 4 D6 I, Q% i8 c
　　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。
8 n4 q, _- S: a  \3 M& J! Q& V7 b: }, ]
图4-2表面式凝汽器结构简图
- f6 j- ~- c2 F2 g' E8 f  t& H1-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
" @/ l2 P0 t7 p& a' Y' y: L　　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。

$ n7 m( \) E; z7 r  y' V4 N% ^/ I　　二、凝汽设备的作用 ' h$ E; O, q: D1 }
　　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。 0 k! y2 W7 g: z* H
　　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=tr=537℃，再热压力pr＝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=5.0kPa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。 7 a3 \6 T+ B: E* I) g* T/ K
　　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。
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( u  O9 k, v( b% x* t图4-3一次中间再热亚临界机组的热效率 8 _: \2 s2 G2 ^" d' j* ]: a" `2 p
　　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。 2 o: z! s! @* ~- ?! P: H/ `
第二节 凝汽器内压力的确定及其影响因素
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　　一、凝汽器内压力的确定
+ Q# c1 |& c. ]; R9 S' i9 g　　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ts的变化，可以看出，ts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pc，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tw1上升到出口温度tw2，其温升Δt=tw2-tw1。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ts与冷却水出口温 度tw2之差称为凝汽器的传热端差，用Δt表示，即Δt＝ts-tw2。
! C. c+ T6 A  R  r2 c; ?. [
+ A6 I% ], q. i/ h8 }图4-4蒸汽和水的温度沿冷却表面的分布 , f+ q1 X- e% E) w, e8 ]: E- j+ S
Ac-凝汽器总传热面积；A's-空气冷却区面积
3 @9 p0 B- D$ V9 b6 d* J8 A　　那么，在一定的冷却面积下，在主凝结区蒸汽的凝结温度为
, P' x5 L* s& F% gΔt＝tw1+Δt+Δt        (4-1)# V* \; o0 @1 q% Q: ^3 C
　　在主凝结区，凝汽器压力pc与蒸汽压力p's相差甚微，可用pc代替p's，这样，由式(4-1)算出ts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pc。 * S& Z. h# H* Z
　　二、影响凝汽器压力的因素 ) r& v5 \2 S. Y# F
　　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： ' B' k7 S8 r/ c& m0 Y
　　1.冷却水进口温度tw1
' [$ a! X. @" s. r0 m/ k+ I2 {% X- }; _　　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tw1较低，ts也低，相应地pc也低，即凝汽器真空变高；夏季tw1较高，ts也高，相应地pc也高，凝汽器真空变低。除此以外，水面温度和水底温度不一样，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tw1升高。在冷却水闭式供水系统中，tw1还决定于冷水塔或冷却水池的冷却效果。 & _" w" v* `2 ^1 m" `" T
　　2.冷却水温升Δt " h4 s" U- P" e
　　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
8 k8 W3 d$ I7 E7 }) J8 t) \: |Q=1000Dc(hc-h'c)＝ 1000Dw(h'w2-h'w1) 　　　　　＝4187DwΔt         (4-2)
8 @, V: |- d8 M4 }6 m　　式中Q--凝汽器的传热量(kJ/h)； 5 t0 [% ~& v7 e- E
　　Dc、Dw--进入凝汽器的蒸汽量与冷却水量(t/h)； - f* C! n9 q7 f7 L
　　hc、h'c--蒸汽和凝结水的比焓(kJ/kg)；
& \- M1 q5 t% X6 c+ t7 V　　h'w2、h'w1--冷却水出口比焓和进口比焓，kJ/kg。
# y, q, `4 `( k8 |. l在低温范围内，水的比焓h'w2、h'w1在数值上约等于水温tw2、tw1的4.18倍，则由上式可得 / _3 Q. j) |. M5 @9 P( _% W
　　          (4-2a)
7 b$ V  K5 G- R* r& L　　式中：m＝Dw/Dc，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ts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。 ! w0 E6 S% m+ L5 k  P7 C# j* W9 L
　　(hc-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 (hc-h'c)变动范围很小，一般在2140～2220kJ/kg左右，取其平均值，则 4 H- V2 t0 t5 _% ^: F( W) M
        (4-2b)
4 P/ Y, |0 _2 i6 D　　可以看出，冷却水温升Δt＝tw2-tw1的大小主要决定于循环倍率m，一般为5～10℃。当Dc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，Dc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Dw。当增大Dw时，Δt下降，在同一个Dc下，铺草pc将降低，此时机组的经济性将有所提高。但应注意，此时，由于Dw的增大，使机组的厂用电也增大了。 % G2 X% ?' n7 _! V/ w) w& c
　　3.凝汽器的传热端差Δt
$ h/ P5 ]8 q) Z7 M, y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 0 P, M# M: {% g
Q＝Dc(hc-h'c)=AcKΔtm=DwΔ t         (4-3)
' o; k" B0 V# e$ g9 H　　式中K--凝汽器的总体传热系数[kJ/(m2h℃)]；
" \- z1 U- _" F9 w, X( Y' W+ G( F　　Ac--冷却水管外表面总面积(m2)；
& i; ]* k% L: M8 K　　Δtm--蒸汽与冷却水之间的平均传热温差(℃)。   K% z  U& H! O" t/ R0 O! J. K1 j
　　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ts，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 * b  Z3 b  n' S! d) W. ]8 }' c
        (4-4)
- A( [6 u; X, \1 Y' Q　　将式(4-4)、式(4-2)和式(4-3)联立，可得 : U- a* B1 Q+ e6 p0 u/ Q
        (4-5)
2 c4 N- s: ?9 C% k3 N' ]　　可以看出，传热端差Δt=ts-tw2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，DW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。对于运行机组，Ac已定，在一定的蒸汽负荷和冷却水量条件下，Δt的 大小主要取决于K，即凝汽器冷却表面的清洁程度和凝汽器内积存的空气量。凝汽器冷却表面结垢或变污会妨碍传热，引起Δt升高；当 真空系统不严密，或抽气设备工作不正常时，将会使凝汽器内积存空气，并在冷却表面形成部分空气膜，同样妨碍传热，使Δt升高。 这些都将使ts增大，使凝汽器压力升高，在运行中，当Δt达到一定值时，就应考虑对凝汽器进行清洗，以改善传 热效果。
: Q3 n' B  S) G7 @　　三、总体传热系数的确定
0 H, u5 j: j/ m　　在凝汽器中，汽轮机排汽与冷却水之间的传热过程一般有三个阶段，即蒸汽在冷却水管外的凝结放热，热量由冷却水管外表面传至内表面，再 由冷却水管内表面将热量传至管内的冷却水。   y- r/ K' z4 J7 T
　　在凝汽器的传热方程式(4-3)中，关键是传热系数K的确定。如果将冷却水管的圆形管壁传热近似看成平壁传热，则传热系数可表示为
6 t. V+ x0 y) t, _        (4-6): ^$ @% g9 P( F1 A
　　式中α1--蒸汽向水管外壁的放热系数； . N" K+ I' r) }7 S# r, V5 J/ \' p
　　δ--水管的壁厚；
7 x! h2 m* o4 {/ r5 A( Q0 D2 o3 O　　λ--水管壁的热导率；
. ?7 y! ]; y+ ]6 p, {/ N　　α2--水管内壁对冷却水的放热系数。 ) p" Y3 E3 W4 s6 [0 J* `4 G
　　上式中，汽侧放热系数α1的确定十分复杂，至今仍在探索之中，它与水管的排列形状，水管排数等多种因素有关，一根管子的α1可以确定， 但对于管束就很难解决。此外，凝汽器处于真空状态，空气将要漏人，含有空气的蒸汽向管壁的放热现象更为复杂，而且空气的相对含量是变 化的，热交换的条件在凝汽器内也各处不同。由于α1不能由理论公式计算出，因此也就不可能由式(4-6)计算出传热系数K。
) n$ c8 g8 n  S/ j/ R: ^2 q! i　　考虑到上述情况，到目前为止，在进行凝汽器的热力计算时；总体传热系数K是由根据实验和理论分析得到的经验公式进行计算。通常使用的计 算公式为 3 Y6 K- O, }0 ?% E$ F
        (4-6)
6 V! b5 t8 `' T$ p　　式中φ--冷却表面清洁程度修正系数，即清洁系数；对于开式供水系统，水质清洁时φ＝0.8～0.85；对于闭式供水系统，经 常换水时φ=0.7～0.8，冷却水不清洁时，φ＝0.65～0.75； 9 m) b$ Q2 f+ N# R4 D; o
　　φw--冷却水流速和管径的修正系数，可用下式计算；
6 \6 F3 l/ ^6 l# C　　cw--冷却水在管内的流速，应根据管材、水质、供水方式等进行技术经济比较后选定，一般为1.5～2.5m/s；
) U8 D2 c0 _" T　　d1--冷却水管内径；
  B  M0 Y, H1 }% M. n/ y, E　　φt--冷却水进口水温修正系数； ; [! U% ]* I1 ]- a' G/ [
　　φz--冷却水流程数z的修正系数；
+ s6 V, E+ y. n( x　　φd--凝汽器单位面积蒸汽负荷Dc，的修正系数，单位时间内在单位面积上冷凝的蒸汽量，称为单位热 负荷，即Dc＝Dc/Ac。当Dc在设计值Dcd 与临界值Dcc＝(0.9-0.012tw1)Dcd之间，即DccDc≤Dcd时，不需修正，φd＝1。当DcDcc时，需进行修正，φd＝δ(2-δ)，δ=Dc/Dcc。 : Q: }! P' J# t  l
第三节 凝汽器的变工况
3 |. y, _# J8 n, d& ?　　
一、基本概念
' I' t& C- Y3 L5 M& T# n. o) @　　凝汽器运行时的参数与设计参数往往是不相符合的，这时凝汽器的压力也随之改变，凝汽器不在设计条件下工作，称为凝汽器的变工况。 % d2 v, X' S  F- R" n
　　决定凝汽器压力pc的几个主要因素，如被凝结的蒸汽量Dc，冷却水量Dw，以及冷 却水进水温度tw1等，在汽轮机组的运行过程中是变化的。机组工况变化时进入凝汽器的蒸汽量将有很大变化，从额定蒸汽 量可变至空载蒸汽量，冷却水的进口温度在一年内随季节的变化也是显著的，而冷却水量则随着循环水泵运行方式的改变而变化。因此，为了 确定凝汽器设计和运行的合理方法，就有必要知道pc和Dc、Dw、tw1之间的变化规律，这个关系就是凝汽器的变工况特性，而pc=f(Dc、Dw、tw1)的关系曲线称为凝汽器的变工况特性曲线。
2 {. {" r( ~& X5 q+ T4 t　　这个关系可以用试验或计算的方法确定，但不论是试验或计算，求得的凝汽器变工况特性都有一定的近似性，例如，即使是试验，在试验中我 们不可能严格保持其它参数不变而只改变某一个参数。尽管如此，通过试验或计算获得的凝汽器变工况特性曲线对于预先估计凝汽器在变工况 下的工作情况还是有重要的价值。
- L$ {) W3 j  ]6 J　　二、工况变化对冷却水温式和传热端差的影响 ' }- J. D$ o& D" c. J
　　由式(4-2b)可知，冷却水的温升Δt主要决定于冷却水的倍率m，如果冷却水量Dw不变，则 6 w8 r  \2 V. a8 I* |  N% x
Δt＝αD         (4-8)# [' i4 z8 I  c& q  v2 A$ j
　　式中：α＝520/Dw可视为常数，那么Δt和Dc之间将成正比关系。当冷却水量Dw改变，则 5 T6 p% l& M: c1 ~0 U
　　系数口也将改变，这时可在新的Dw下，确定Δt与Dc之间新的比例关系。 ! K+ E- Z& R; ]6 [3 [' u; r
　　在某个0.下，口为常数，由式(4-5)和式(4-8)得   e, l# [7 h* k
        (4-9)
: d, u3 D# w- a$ F' z  S　　可知，对于一定的凝汽器，当Dw不变时，传热端差Δt值除与Dc有关外，还与传热系数K有关， 若K也不变，则Δt与Dc成正比，也就是与单位热负荷Dc.成正比，如图4-5中从0点开始的多根 辐射线所示。在同一个Dc下，当tw1较低时，蒸汽冷凝变好，凝汽器内空气分压提高，传热受到恶化， 使K值降低，由式(4-9)知，Δt将升高，因此，tw1较低的辐射线在其上方。
$ P" W2 E/ A. a$ a  G
5 {( H; \3 G* N3 E7 V1 c) Z7 p图4-5端差Δt与Dc、tw1的关系曲线   M# Y+ k% m# s
　　在凝汽器的实际运行中，当工况变化时，K值并不是一个常数，而是决定于凝汽器内漏人空气量的大小。当单位热负荷Dc减 小时，即Dc减小，此时冷却水量Dw未变，凝汽器真空将变好，将使漏入的空气量有所增大，使K值降低 ，Δt值将增大，这就使得凝汽器在低负荷时，Δt不再随着Dc(＝Dc/Ac)的减小而减小，而是近似不变或下降缓慢。 * r( z1 l7 X# a
　　此外，当冷却水进水温度人，愈低，凝汽器真空将相应提高，使K值减小，这时影响K值的因素除了Dc外，又多了一个tw1，将使K值更加变小，这将在较高的单位热负荷下，使Δt值趋于稳定，而且稳定在较高的Δt值下，如 图4-5所示。
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图4-6N-3500-1型凝汽器特性曲线 # w' P0 }4 X/ _) Z: U
　　三、凝汽器特性曲线的计算与绘制 , E: [% ^  J: g+ k6 L
　　凝汽器的特性曲线如图4-6所示，它是根据不同的Dc、tw1和Dw，由Δt和Δt随Dc的变化规律，求得相应的Δt和Δt，最终求得凝汽器压力pc及绘制而 成，具体计算步骤如下：
1 J8 G( n* g2 M( F. M1 ^　　1)任意选定冷却水进口温度tw1值及某个蒸汽负荷Dc；   k. {/ t9 I' [& M
　　2)在冷却水量Dc不变的条件下，可由式Δt＝αDc求得Δt；
( R8 F- P8 ^; L  N　　3)求出对应于Dw下的冷却水流速cw，即,其中，一道水流程中的管子数nz=n/z，n为凝汽器内管子总数，z为水流程数； / ?. g7 }: T  ~, h1 t# i
　　4)求出总体传热系数K＝14650φφwφ1φtφd； 9 p( f3 Y4 t2 c2 V% t# x
　　5)由式ts=tw1+Δt+Δt求得凝汽器内蒸汽凝结温度ts，进而可得 相对应的饱和压力p's；即为凝汽器内的压力pc；
9 x8 _) J; c5 P6 U: g$ p　　6)在冷却水量Dw不变的条件下，在同一个冷却水进口温度tw1下，由不同的蒸汽负荷Dc，根据上列步骤，就可求得相应的不同的凝汽器压力pc，得到图4-6中某一根曲线；
! c9 [# X( P* x2 Y3 B0 p4 l% U8 u　　7)在不改变冷却水量Dw的条件下，按另一个tw1，对应于不同的Dc，求出相应的pc依此类推，即可得到如图4-6所示在某个冷却水量Dw下，在不同的冷却水进口温度tw1下，一组蒸汽负荷与凝汽器内压力pc之间的关系。
: ~2 m3 U8 v4 o　　8)在不同的冷却水量Dw下，重复上列步骤就可得到多幅pc＝f(Dw、tw1、Dc)关系曲线。
% k& `& n; m( ^9 r6 `  ?- p　　表4-1为凝汽器特性曲线计算示例。
4 o/ I' {+ r" u( e　　考虑到上列计算中所得到的特性曲线不能正确反映低负荷下凝汽器的特性，因此应由图4-7(b)低负荷压力限制曲线对图4-7(a)凝汽器特性曲线 的低负荷段进行修正，即由图4-7(b)中的曲线A查得图4-7(a)中上限点a，由曲线B查得图4-7(a)中零负荷下的最低压力点b，将a、b两点连成直 线。
* v3 G+ o6 w9 K" z; @; N　　由凝汽器的特性曲线可知，在一定的冷却水量和冷却水进口温度下，凝汽器中的真空将随汽轮机负荷的减小而升高；当汽轮机负荷和冷却水量 不变时，凝汽器的真空将随冷却水进口温度的降低而升高。
* n* W* h- x- `6 b% B) M　　
四、凝汽器的运行
2 x8 J8 T4 C  s
　　凝汽器的运行好坏对汽轮机组运行的安全性和经济性是十分重要的。凝汽器压力升高1kPa，会使汽轮机的汽耗量增加。1.5％-2.5％.凝结水的 含氧量也和过冷度有关，当过冷度增大，则含氧量升高，将影响蒸汽的品质；同时，凝结水的过冷度增加1％，机组煤耗量将增加0.13％。循环 水泵的耗电量是比较大的，一般占机组总发电量的1.2％～2％，因此，凝汽器的经济运行对节省厂用电也是有意义的。对凝汽器运行的要求主 要是保证达到最有利的真空，减小凝结水的过冷度和保证凝结水晶质合格。 5 k" U" j8 b, g
　　对凝汽器运行、真空下降的原因等在前面已有基本叙述，下面就一些具体问题再作介绍。
" R$ Q" R$ Y" f+ k: _6 f( h' ^$ c% @3 a! a& {- F: J7 l, Y9 @
图4-7凝汽器特性和低负荷压力限制曲线
. _+ q0 [2 V( F! C0 I- s$ rA曲线--上限点；B曲线--下最低压力点 , t2 s+ A; t& y4 Q% @+ }% U
　　1.凝汽器的汽阻和水阻
1 k& l0 Y, K! a7 [! ]2 `" [　　(1)汽阻。如前所述，如图4-2所示，抽气设备不断地将凝汽器内不凝结的空气和其它气体由空气抽出口11抽出，无疑在空气抽出口s处的压力pc最高，正在凝结的蒸汽和空气的混合物流向空气抽出口，这两个压力之差就是蒸汽空气混合物的流动阻力，称为凝汽器 的汽阻，用Δpc表示，即Δpc=pc-pc。
& ?! l! j8 e% q! _( F$ j　　由于汽阻的存在，将使得凝汽器蒸汽人口处的压力升高，汽阻越大，凝汽器蒸汽人口处的压力pc越高，汽轮机运行经济性 降低。同时，由于汽阻的存在将使凝结水的过冷度和含氧量增大，因此应力求减小凝汽器的汽阻值。凝汽器的汽阻一般不应超过660Pa，现代凝 汽器冷却水管的排列很好，汽阻可以小到260～400Pa，甚至只有130Pa左右。 $ a' m& a6 U4 d: I4 m9 [$ R- P
　　(2)水阻。冷却水在凝汽器内的循环通道中所受到的阻力称为水阻，凝汽器中的水阻主要包括冷却水在冷却水管内的流动阻力，冷却水进入和离 开冷却水管时产生的局部阻力，以及冷却水在水室中和进出水室时的阻力三部分。 * q/ Y8 d9 A6 a$ T5 Y0 N7 A: t7 X
　　水阻的大小对循环水泵的选择、管道布置均有影响，水阻越大，循环水泵的耗功也越大，一般应通过技术经济比较来合理确定，大多数双流程 凝汽器的水阻在50kPa以下，单流程凝汽器的水阻一般不超过40kPa。
% i1 T6 d+ }8 p　　2.凝结水过冷 : b  O6 n+ L  O
　　除了凝汽器的真空下降外，凝汽器的另一个严重的工作不正常现象是凝结水的过冷。凝结水的温度应该是凝汽器压力下的饱和温度，当凝结水 的温度低于凝汽器压力下的饱和温度时，即为凝结水过冷，所低的度数称为过冷度。 ) Z" ]( l; p& e, B& I% ^
　　由于凝结水过冷，表明蒸汽冷凝过程中，传给冷却水的热量增大，冷却水带走了额外的热量，降低了汽轮机组的热经济性，此外，凝结水的含 氧量也与凝结水的过冷度有关，往往是因凝结水过冷而产生的结果。 * v8 v0 W& D/ p7 E$ E2 ?; B, z
　　凝汽器运行中产生凝结水过冷可能是凝汽器设计中的问题，也可能是运行不当而产生，主要原因有：
* a6 A  @4 B9 Z! V　　(1)从传热的角度分析，凝结水过冷是必然会产生的，因为在蒸汽凝结的过程中，在冷却水管的外表面形成水膜，水膜外表面的温度是所处压力 下的饱和温度，而水膜内表面的温度可视为水管内冷却水的温度，而水膜增厚产生的水滴温度是水膜内外表面温度的平均温度，显然总是要低 于所处压力下的饱和温度。
6 j- Q$ B0 B/ N* X$ @2 N5 V6 U　　(2)设计中冷却水管的排列不当，例如管束上排冷却水管产生的凝结水下滴时再与下排冷却水管接触，凝结水再次被冷却，将使过冷增大。
8 w, l% {: y0 g5 h) y; g6 o　　(3)凝汽器内应设有蒸汽通道，使刚进入凝汽器的蒸汽可直接到达凝汽器的底部，以加热凝结水，这称为回热式凝汽器。当回热效果好时，凝 结水的过冷度可小于1℃。当回热通道布置不当或管束布置过密，将产生凝结水的过冷。   Z% O1 y1 S- E
　　(4)凝汽器的汽阻过大，使得凝汽器内管束中、下部形成的凝结水温度较低，而产生过冷。 & T$ ^4 [  u* m8 B% B- J
　　(5)当凝汽器漏入空气增多，或抽气设备工作不正常，凝汽器内积存有空气。此时空气分压提高，蒸汽分压降低，而凝结水是在对应蒸汽分压的 饱和温度下冷凝，所以凝结水温度必然低于凝汽器压力下的饱和温度，而产生过冷。运行中，凝汽器真空下降，则表明传热恶化，若同时过冷 度也增大，则可从空气量增多方面查找原因，应检查凝汽器的空气严密性和抽气设备工作是否正常。若真空下降，而过冷度并未增大，则应从 冷却水量减少方面查找原因。 4 V/ c/ w( m/ _
　　(6)运行中凝汽器热井中凝结水水位过高，淹没了凝汽器下部的冷却水管，使凝结水再次被冷却，过冷度必然增大。 2 C' K# t) g3 y# o+ Z, {2 f
　　3.凝结水水质的监视
: i0 k2 p/ s5 c) V' A　　凝结水水质不良主要是由于冷却水漏出管外而引起，因此应经常对凝结水水质进行监视。冷却水泄漏的原因是冷却水管被腐蚀，或是冷却水管 与管板的接口不严密。若发现水质不合格时，则应查找出冷却水管的泄漏位置，再将这些水管堵塞。 : i+ h3 ^! a# V- e% K
　　4.凝汽器的胶球清洗装置 & `. L$ f" Z; d. V: Y6 |
　　凝汽器冷却水管常常会受到污染，包括汽侧污染和水侧污染。汽侧污染主要是亚硫酸盐和石碳酸盐附着在冷却水管外表面所致，一般可用80～ 90~C的热水冲洗掉。较为严重的是水侧污染，不论是开式供水还是闭式供水，冷却水所带人的泥沙、污秽的物质和加热过程中分解出的盐分等 均会不同程度地沉积在冷却水管的内表面上。其中的有机物质附着在管子内表面形成微生物附面层。由于附着物的传热性能很差，将导致凝汽 器真空降低，影响汽轮机的出力和运行经济性。此外，它还会加速冷却水管的腐蚀，甚至造成穿孔，使冷却水漏人凝结水中，恶化凝结水水质 ，影响机组安全运行，因此在火电厂中广泛采用凝汽器胶球自动清洗装置。
9 U& C7 N2 d0 t　　凝汽器胶球清洗装置的应用有其显著的优点，主要表现在： 5 p' @# J# T* h$ o) j
　　(1)可以在汽轮机不停机，不减负荷情况下自动进行冷却水管的清洗，保证机组满发。例如某电站600MW机组，未装胶球清洗装置前实发500MW， 安装了胶球清洗装置后不仅满发，而且能超发。 % V( n) T" G* s' u7 M+ S
　　(2)降低了凝汽器的传热端差，真空度提高，节约燃煤。如某台160MW机组安装了胶球清洗装置后，凝汽器的传热端差小于额定值1.3～1.6~C。 某台50MW机组采用胶球清洗后，端差由原来的11℃降至6～7℃，全年可节约标准煤1500t。
" C; P3 K5 I2 s( W　　(3)改善劳动条件，节省劳动力，中小机组的凝汽器若用人工清洗需数十人多天连续工作才能完成，对于大机组的凝汽器若采用人工清洗，工程 更为浩大。当采用胶球自动清洗装置后，只需进行正常维护即可。
; J' K7 ]0 a* b& B　　(4)胶球可清除附着在冷却水管内壁的微生物附面层，客观上起到了保护作用，延长冷却水管的使用寿命。同时，胶球清洗装置易于实现自动控 制。 + _2 U2 b4 F( g0 L. @1 B! X- d
　　图4-8为胶球自动清洗装置示意图。可以看出，胶球泵7输出的压力水将加球室8内的胶球带出，经注球管3注入凝汽器的冷却水进水管，胶球和 冷却水一道进入冷却水管。胶球是一种质地柔软的，且富有弹性的海棉橡胶球，其直径比冷却水管内径大1～2mm，在水管中，胶球形状被压缩 成卵形，与水管内壁形成整圈的接触面，在胶球行进过程中，通过胶球对水管内壁的挤压和摩擦将壁面的污垢随胶球一起带出管外，当胶球离 开水管时，在自身弹力的作用下，突然恢复原状，使胶球表面带出的污垢脱落，并随冷却水排出，胶球被安装在凝汽器冷却水出口管上的胶球 网6回收，经胶球泵7加压后，重新进入加球室8循环使用。
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) r  {/ O8 f, m$ c. X3 T" A图4-8胶球自动清洗系统
( I* c) Y( o5 z8 @; e( ]1-二次滤网；2-反冲洗蝶阀；3-注球管；4-凝汽器；5-胶球；6-收球网；7-胶球泵；8-加球室 ) D7 O& ^& A6 m# y
　　胶球清洗装置的使用效果与冷却水的净化程度有很大关系，既要求安装在循环水泵进水管上的一次滤网应保持良好工作状态外，又要求安装在 冷却水进水管上的二次滤网1有良好的净化效果。
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