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汽轮机排汽在凝汽器内的凝结过程基本上是等压过程，其绝对压力取决于蒸气凝结时的饱和温度，此温度决定于冷却水的温度（0-30℃）以及冷却水与蒸气之间的传热温差（10-20℃） 所谓凝汽器压力，是指凝汽器入口截面上的蒸汽绝对压力（静压）。用表示；所谓凝汽器计算压力，在指离凝汽器管束第一排冷却管约300mm处的蒸汽绝对压力（静压），用 表示 ，式中：称为凝汽器的传热端差 显然，由于空气漏人凝汽器，凝汽器内压力Pk应是汽气混合物的总压力，即 -蒸气分压力，空气分压力 大型电站凝汽器是水冷表面式、回热式凝汽器。大型凝汽器壳侧阻力只有0.3-0.4kpa； 壳侧阻力是使凝结水过冷的主要因素。比空气漏入造成凝结水过冷度的影响要大 根据美国HEI标准中关于蒸气表面凝汽器的工作条件。从凝汽器中抽出的气体的2/3都是水蒸气，NASH两级泵适宜处理这种混合气体。在泵的进口处设一个喷嘴，可使相当的一部分蒸气在进入泵之前已凝结成水，节省了泵的工作能力，降低了能耗，这就是增加了冷凝效果。 靖长才 Air-cooled Zone空冷区 Steam Condenser 凝汽器 heat transfer enhancement technology 强化传热技术 air extractor空气抽气器 terminal temperature difference端差 注:水蒸汽-空气混合体与冷却表面间温差不变,为10℃ 图1所示,横坐标为空气浓度,纵坐标为混合物放热系数占纯净蒸汽放热系数的比例。由图1可见,当混和物静止时,空气相对含量的影响要比其流动时显著得多,小到0.05%的空气含量就可使蒸汽的凝结放热系数降低80%以上。 空气的存在除了恶化传热外,当空气大量在凝汽器内积聚时,将直接导致凝汽器压力的升高。此时,凝汽器压力不再是蒸汽凝结温度所对应的饱和压力,空气分压力将不能被忽略,凝汽器压力等于蒸汽分压力与空气分压力之和。 式中,d1、d2分别为冷却水管的外径和内径;αw、αs分别为凝汽器水侧和汽侧的对流换热系数;λ为冷却水管的导热系数;Rf为凝汽器水侧污垢热阻。 水侧放热系数αw可用迪图斯-贝尔特公式[5]或米哈耶夫近似公式计算[6],计算时需要水的导热系数、运动粘度、普朗特数等物性参数。 汽侧放热系数αs的计算,目前还没有一个普遍公认的公式。通过对现有公式的比较,文献[7]认为只有凝汽器内出现空气积聚后,蒸汽凝结放热系数才开始降低,采用凝汽器内空气的质量份额描述的汽侧放热系数比较合理。αs的计算可采用下式 式中,空气浓度ε=ma/(ma+ms);ma、ms分别为凝汽器内的空气和蒸汽质量;ds为凝汽器单位冷却面积的蒸汽负荷;α0为纯净静止蒸汽在单根水平管外壁上发生膜状凝结时的放热系数. 由以上公式可以看出,随着ma的增大,使汽侧放热系数αs减小,进而使传热系数K减小。K的变化进而影响凝汽器端差及凝汽器内蒸汽凝结温度,凝汽器端差和蒸汽凝结温度可由式(3)、式(4)确定: 式中,Δt=hc-hc′/m cw为循环水温升,hc、hc′分别为乏汽和凝结水比焓,m为循环倍率;Ac为凝汽器的冷却面积;Dw为循环水流量;cw为循环水比热,tw1为循环水入口温度 主要取决于循环倍率m，且一般变化不大，故基本不变。所以，空气积聚引起K值的减小，会使得凝汽器的端差增大，进而使蒸气凝结温度升高，对应的蒸汽分压力增大。 另一方面，用理想气体状态方程来确定： 当积聚的空气量达到一定程度,即使在主凝结区内空气的分压也不能被忽略时,凝汽器压力不能再近似看成蒸汽凝结温度对应的饱和压力,而是蒸汽分压和空气分压之和。 由于液环泵的极限抽吸压力为密封水温度对应的饱和压力,为保持其抽吸能力,密封水需有一定的过冷度。所以,运行时须密切注意液环泵密封水出水温度,一旦出现超温现象可采用制冷方式(如在气水分离器中补入冷水等)解决。 抽气器出力不足对凝汽器真空的影响 周兰欣,付文锋,白中华,李富云 在运行中，还应注意维持泵的转速在额定转速。转速过低，水环的形成受到影响；转速过高，泵的抽吸能力增大，但泵的耗功与转速的平方成正比，而且在同样的补充水压力下，水环厚度减薄。因此，以提高转速的方法来提高泵的抽吸能力并不是特别有效。 对水环泵，随吸入压力的降低，吸入的空气量减少，而当机组高真空运行，由于真空区域扩大，系统漏气量增加，这时水环泵的容积生产率下降很快，类似于过负荷。从特性线可以看出，只有吸入压力大于19.2 kPa，真空才能稳定，这正是采用多级或单级串连喷射器联合运行才能完成主抽气器功能的原因。 工作水温越高，λ越小于1，水环泵的抽吸能力越差。只有使工作水保持在一定的水温下运行，才能保证机组良好的真空。使水环泵工作水温升高的最主要因素是从凝汽器中抽来的气、汽混合物中