第55卷第2期2013年4月
汽轮机技术TURBINE TECHNOLOGY
Vol．55No．2Apr．2013
凝汽器高背压改造后性能的试验研究与分析
12
王学栋，成渫畏，郑
威
1
(1山东电力集团公司电力科学研究院，济南250002; 2华电国际山东分公司安生部，济南250014)
摘要：介绍了150MW 高背压供热机组，凝汽器高背压供热改造的内容。由机组高背压供热改造后，凝汽器高、低背
压运行的试验数据，计算了凝汽器在两种运行状态下的性能指标。高背压供热工况下，凝汽器端差较小，为2．354ħ ；35．358ħ 、5．148ħ ，个低背压凝汽工况，凝汽器端差为6．535ħ 、经循环水流量和进水温度修正后的凝汽器端差为8．721ħ 、7．179ħ 、6．724ħ ，都高于通常的凝汽器设计端差4ħ 和改造前的数值，改造后的总体传热系数为2．183
2kW /（m 2·ħ ），小于改造前的平均值3．388kW /（m ·ħ ）。凝汽器高背压改造后，满足常年安全运行的要求，但性
125MW 工况下，能指标没有达到设计值，也低于改造前的数值，凝汽器改造后的背压比改造前上升近0．9kPa 。
关键词：汽轮机组；高背压改造；凝汽器改造；循环水供热
5884（2013）02-0135-04分类号：TK262文献标识码：A 文章编号：1001-
Test and Analysis on Performance of Condenser after High Back Pressure
Reconstruction for Heat Supply
WANG Xue-dong 1，CHENG Xie-wei 2，ZHENG Wei 1
（1Shandong Electric Power Research Institute ，Jinan 250002，China ；
2Shandong Branch Company of Huadian Power International Limited Company ，Jinan 250014，China ）
Abstract ：The condenser reconstruction of 150MW unit for meeting the need of high back pressure circulating water heat supply is introduced．Economical characteristics of the reconstructed condenser are calculated using the experimental data of high and low back pressure operational conditions．The results show that the condenser terminal temperature difference is 2．354ħ which is lower than design value 4ħ ，when the unit operating in high pressure mode．As the unit operating in low pressure mode ，the condenser terminal temperature difference is 6．535ħ ，5．358ħ ，5．148ħ ，the corrected condenser terminal temperature difference is 8．721ħ ，7．179ħ ，6．724ħ ，both of them are all higher than design value 4ħ and that of condenser before reconstruction．The whole heat-transfer coefficient of condenser is 2．183kW /（m 2·ħ ）lower than the value 3．388kW /（m 2·ħ ）before reconstruction．The analysis shows that ，by reconstruction of the condenser ，the safety can be guaranteed during the whole year．But the economical characteristics do not reach to design value ，being lower than that of condenser before reconstruction．At 125MW power load condition ，the condenser back pressure after reconstruction is 0．9kPa higher than that before reconstruction．
Key words ：steam turbine unit ；high back pressure reconstruction ；condenser reconstruction ；circulating water
heat supply
冷却后的循环水再回到凝汽器中进行加足用户采暖要求，
热。高背压循环水供热将原来从冷却塔排入自然界的热量达到了节约供热用蒸汽、提高汽轮机组经济效益回收利用，
的目的。
目前凝汽发电机组冬季实施高背压循环水供热技术已在国内各大中城市得到普遍推广与使用，是节约能源、改善环境以及深化热电联产的有力措施
［1－4］
0前言
在常规凝汽式火力发电厂中，汽轮机排汽在凝汽器中被
同时冷却水被加热，其热量通过冷却塔散冷却而凝结成水，
发到大气中，产生冷源损失。这种冷源损失是造成汽轮机组
如果将这部分冷源损失加以循环热效率低的一个主要原因，
利用，会大大提高汽轮机组的循环热效率。汽轮机高背压循环水供热就是为了利用汽轮机的冷源损失而发展起来的一
项节能环保技术。汽轮机高背压运行，凝汽器的排汽温度升高，提高了循环水出口温度。将凝汽器循环水入口管和出口管接入采暖供热系统，循环水经凝汽器加热后，注入热网，满
08-10收稿日期：2012-
。机组由正常背压
凝汽工况运行改为高背压供热工况运行以后，低压缸排汽温
凝汽器汽侧、水侧压力均发生较大变化，原凝汽器已不能度、
保证长期安全运行
，必须进行加强型整体改造，使得凝汽器在高背压工况下具有良好的安全性。
［5］
），作者简介：王学栋（1966-男，山东平度人，博士，高级工程师，长期从事电站机组本体和辅机、热力系统节能检测和分析等专业工作。
136汽轮机技术第55卷
1
1．1
凝汽器改造内容和改造后的技术规范
凝汽器改造内容
某厂150MW 供热机组是超高压、双抽凝汽式汽轮机组，
为了适应高背压工况下，较高的低压缸排汽温度和排汽
压力，以及从正常背压到高背压工况，凝汽器运行工况的巨大变化，凝汽器进行了加强型整体改造：对冷却管束、管板、支撑板及水室进行重新设计改造，水室采用弧形水室。凝汽器采用单壳体，循环水采用双流程、双进双出。凝汽器与汽轮机排汽口的连接采用不锈钢补偿节，凝汽器上、下的热膨胀靠补偿节补偿。为了保证在高背压运行时凝汽器冷却水管与管板的密封，凝汽器的管板管孔采用管孔内开槽，冷却凝汽器管板采用适当加厚的管与管板的连接采用开槽胀接，Q345R 钢板。1．2
凝汽器改造后的技术规范
表1为改造后的凝汽器技术规范。
循环水量t /h19650（供暖期8400）管子总水阻
kPa
≤50
管内循环水流速
m /s2
（供暖期0．85）凝汽器端差
ħ ≤6．5
汽轮机背压
kPa 5．4（供暖期40）凝结水过冷度
ħ ≤0．5
（最大保证工况）
从中低压缸联通管上引出采暖抽汽，设计额定采暖抽汽量为210t /h。由于采暖负荷增加，对低压缸进行高背压供热改造，将原2ˑ 6级的低压转子改为2ˑ 5级，去掉低压后三级隔板、动叶。机组在采暖季节高背压运行，利用循环水供热，来弥补供热能力不足的问题。在非供暖季节，将高背压改造后的叶片、隔板拆除，将原末三级的动、静叶片复装，低压缸恢复
未改造前的状态，机组也恢复到改造前的运行状况和背压值。
表1凝汽器改造后的技术规范
型式管壳式
型号N －8900单壳体、
双流程（加强型）
设计进水温度
ħ 20（供暖期58）
壳体设计压力
MPa
0．1
最高进水温度
ħ 33（供暖期65）
管侧设计压力
MPa
1．2
传热面积m 28900
循环水温升
ħ ＜8．5（非供暖期）
清洁系数0．85
凝汽器管子规格：有效长度8446mm 材
主冷凝区空冷区
料
数量（根）12698720
mm 管子尺寸（ ×δ），
25ˑ 125ˑ 1．5
HSn70－1AB BFe30－1－1
改造前凝汽器管侧设计压力为0．45MPa ，改造后管侧设
计压力增加，其它参数不变。非供暖工况，凝汽器管侧运行压力仍为0．4MPa 。循环水系统采用闭式循环，非采暖季节，循环水来自地下水和河水；采暖季节，循环水为热网回水。在非供暖期，由于低压缸恢复未改造前的状态，机组也恢复到改造前的运行状况，排汽量和排汽焓跟改造前一样，因此凝汽改造后，在低背压运行状态，凝汽器也应达到改造前的设计背压值5．4kPa 。
2．354ħ ，经循环水流量和进水温度修正后的凝汽器端差为1．919ħ ；3个低背压凝汽工况，凝汽器端差为6．535ħ 、5．358ħ 、5．148ħ ，经循环水流量和进水温度修正后的凝汽7．179ħ 、6．724ħ ，器端差为8．721ħ 、高于通常的凝汽器设计端差4ħ 。凝汽器改造后，满足高背压安全运行的要求，但低背压工况下，凝汽器端差高于设计值，也高于改造前的数值，说明凝汽器改造后虽能满足安全运行的要求，但性能指标没有达到设计值，机组低背压工况下运行的经济性降低。3．1汽轮机运行状态对凝汽器性能的影响
凝汽器在供暖期的设计背压为40kPa ，而相应工况的试验背压为29．701kPa 。分析试验数据和试验过程中发现的问题，机组高背压工况试验时，由于低压缸通流部分改造本身的原因，汽轮机中低压缸联通管上的采暖抽汽不能停用。此汽源作为尖峰加热汽源供热网加热器，试验过程中不能停用，减少了到凝汽器的排汽量，使得凝汽器背压比设计值40kPa 低，循环水进、出水温度也比设计值低。汽轮机组的冷源损失没有得到最大程度的利用，低压缸做功量降低，汽轮
根据热负荷情况，机组应机功率存在损失。在冬季供暖期，
优先采用凝汽器高背压供热，并调整循环水流量和循环水出
当热负荷增加时，才考虑由机组采暖抽水温度在最佳状态，
汽作为热网加热器的二级汽源，进一步加热循环水。此种运
行方式，可使汽轮机和凝汽器在最佳的设计状态下运行，汽轮机组热效率最高，节能效果最好。
在低背压150MW 工况下，循环水泵大泵高速运行，循环水进水温度为24．654ħ 时，凝汽器背压为7．887kPa ，循环水试验流速和设计流速比较接近，循环水温升为10．075ħ ，说
2凝汽器改造前后高、低背压运行的试验结果
汽轮机和凝汽器高背压供热改造后，凝汽器在冬季采暖
期高背压运行，在非采暖期低背压运行，凝汽器运行工况变化较大。为了了解凝汽器在高、低背压工况下的运行状态和性能，进行了机组高背压供热工况、低压缸复装叶片后低背压凝汽工况的试验，计算凝汽器在两种工况下的性能指标，并与设计值和改造前相应工况的性能指标进行了比较，如表2所示。
3凝汽器改造后高、低背压运行试验结果分析
分析以上150MW 机组凝汽器改造后高、低背压运行的试验数据，并与设计值进行比较，可以看出，改造后的凝汽器在高、低背压下运行，循环水流量与相应工况的设计循环水流量差别不大，由此得到的冷却管内的循环水流速与设计流速也比较接近。高背压供热工况下，凝汽器端差较小，为
第2期
表2
发电机功率
kW
高背压供热工况改造后
低背压凝汽工况低背压凝汽工况低背压凝汽工况改造前
凝汽工况凝汽工况凝汽工况
[***********][***********]101234
王学栋等：凝汽器高背压改造后性能的试验研究与分析
150MW 机组凝汽器改造前后高、低背压运行试验结果
凝汽器排汽压力
kPa
29．7017．8877．49356．7308．47658．5827．7305
循环水出水温度
ħ
67．5434．72934．94133．14639．88540．5138．68
对数平均温差
ħ
7．60410．808．9368．1546．6055．6015．017
设计循环水流量修正后的温升
ħ
15．7098．9497．6026．2799．0927．6916．407
热井出水温度
ħ 69．33940．75139．93338．04643．0943．5441．69凝汽器热负荷
MJ /h[***********][***********]526286
凝泵出水温度
ħ 69．33940．92640．238．943．5343．6441．87
循环水流量
t /h860417454．717623．417622．117404．217593．117106．7
凝汽器进水压力
MPa
0．75340．30880．29930．30420．27990．27970．2797循环水温升
ħ 15．33710．0758．4767．00210．2658．597．36
循环水流速
m /s0．8671．7551．7701．7711．7521．77151．723
137
循环水进水温度
ħ
52．20324．65426．46526．14429．6231．9231．32凝结水过冷度
ħ
0．5550．5130．3660．248－0．454－0．667－0．804
设计循环水流速
m /s
0．8461．9741．9741．9741．9741．9741．974
凝汽器出水压力
MPa
高背压供热工况改造后
低背压凝汽工况低背压凝汽工况低背压凝汽工况改造前
凝汽工况凝汽工况凝汽工况
0．69630．22490．22460．22470．22480．22470．2247凝汽器端差
ħ
高背压供热工况改造后
低背压凝汽工况低背压凝汽工况低背压凝汽工况改造前
凝汽工况凝汽工况凝汽工况
2．3546．5355．3585．1482．7512．3632．206
凝汽器压力对应的饱和温度
ħ
69．89441．26440．29938．29442．63642．87340．886
试验凝汽器总体传热系数Kt 传热管流通面积
kW /（m 2·ħ ）m 2
2．2642．1232．1801．9733．5293．5203．274
2．77472．77472．77472．77472．77642．77642．7764
循环水流量和温度修
正后的总体传热系数kW /（m 2·ħ ）
高背压供热工况改造后
低背压凝汽工况低背压凝汽工况低背压凝汽工况改造前
凝汽工况凝汽工况凝汽工况
2．2362．1622．1831．983．4953．42653．241
循环水流量和温度修正循环水流量和温度后的凝汽器饱和温度修正后的凝汽器端差
ħ ħ
75．62837．67034．78133．00333．79431．65130．257
1．9198．7217．1796．7244．7023．963．85
循环水流量和温度
修正后的凝汽器压力
kPa
39．5746．5075．5545．035．2574．6604．305
明循环水流量满足运行要求，但由于凝汽器设备本身的问题，凝汽器传热能力降低，机组背压偏高。3．2
循环水流量对凝汽器性能的影响
对比凝汽器高、低背压设计数据和运行数据，机组在高背压供热工况运行，循环水流量低，传热管内的循环水流速
也低，影响凝汽器传热计算模型和计算结果的准确性，以及凝汽器实际传热能力，因此在汽轮机和凝汽器进行高背压改造时，应综合考虑热负荷和循环水流量、凝汽器背压之间的关系，使得汽轮机和凝汽器在最优化状态下运行。由以上凝汽器试验数据，在高背压供热工况，凝汽器背压为29．701kPa ，循环水流量为8604t /h，凝汽器传热管内的循环水流速
为0．867m /s，循环水流量大于设计值，凝汽器背压和循环水
出水温度小于设计值，降低了凝汽器高背压供热能力和机组热效率。机组在高背压供热期运行时，应根据热负荷要求，减少或停止中低压缸联通管抽汽，优化循环水量和凝汽器背压，利用高背压供热来满足热负荷要求，增加机组发电量，降低循环水流量和厂用电量。
4凝汽器改造前后的性能比较
机组高背压供热改造后，凝汽器在采暖季节高背压运行，在非采暖季节低背压运行，低压缸排汽温度、凝汽器汽
138汽轮机技术第55卷
侧、水侧压力均发生较大变化。凝汽器进行高背压改造可以适应两种背压工况的巨大变化，同时应对凝汽器管束布置方式进行设计优化，以提高凝汽器性能，以及汽轮机组常年运行的经济性。由表2比较以上凝汽器改造前后低背压工况下的试验结果。经循环水流量和温度修正后的凝汽器总体
2
传热系数，改造后平均值为2．183kW /（m ·ħ ），小于改造前说明改造后的凝汽器传热能的平均值3．388kW /（m ·ħ ），力比改造前降低，导致改造后的凝汽器性能下降，改造前3个工况，修正后的平均端差为4．174ħ ，改造后3个工况，修正后的平均端差为7．541ħ ，图1、图2为改造前后相同电负荷下，经循环水温度和流量修正后的凝汽器压力和端差随机组功率变化曲线
。
2
影响凝汽器传热计算模型和计算结果的准确性，因速也低，
此凝汽器变工况性能降低，低背压工况下的性能指标降低，凝汽器低背压工况下的试验数据没有达到设计值，也比改造前的性能指标差，因此结合汽轮机和凝汽器高背压改造，凝汽器应在兼顾高、低背压运行安全性的前提下，进行性能优化，优化凝汽器传热面积和管束布置方式，优化凝汽器低背以提高机组低背压工况和全年运压工况下运行的经济指标，行的经济性。
5结论
由150MW 机组高背压供热改造后，凝汽器高、低背压运行的试验数据，计算了凝汽器在两种背压工况下的性能指高背压供热标。在循环水流量与设计值比较接近的情况下，工况下，凝汽器端差较小，为2．354ħ ；3个低背压凝汽工况，5．358ħ 、5．148ħ ，凝汽器端差为6．535ħ 、经循环水流量和
7．179ħ 、6．724ħ ，都高进水温度修正后的端差为8．721ħ 、
于通常的凝汽器设计端差4ħ 和改造前的数值；改造后的总
2
体传热系数2．183kW /（m ·ħ ），小于改造前的平均值3．388kW /（m 2·ħ ）。凝汽器高背压改造后，满足常年安全运行的但性能指标没有达到设计值，也低于改造前的数值，导要求，
致机组平均运行负荷125MW 工况下，凝汽器背压比改造前
图1
凝汽器压力随功率变化曲线
上升近0．9kPa ，且随着机组功率增加，凝汽器性能指标降低值越大，机组低背压工况下运行的经济性降低。对于高背压供热机组，凝汽器在进行高背压改造时，应在兼顾高、低背压运行安全性的前提下，进行性能优化，以提高机组低背压工况和全年运行的经济性。
机组高背压供热工况试验时，汽轮机中低压缸联通管上
减少了到凝汽器的排汽量，使得凝汽的采暖抽汽不能停用，
器背压比设计值40kPa 低，循环水进、出水温度也比设计值
低。汽轮机组的冷源损失没有得到最大程度的利用，汽轮机做功能力降低，热效率降低。在冬季供暖期，根据热负荷情
机组应优先采用凝汽器高背压供热，当热负荷增加时，才况，
图2凝汽器端差随功率变化曲线
由表2和图1、图2数据可以看出，随机组功率增加，改
造前、后的凝汽器压力和端差都增加，同时改造前后的凝汽器压力差值和凝汽器端差差值增大，平均运行负荷125MW 工况下，凝汽器改造后的背压比改造前上升近0．9kPa ，导致机组供电煤耗率增加近2．8g /（kW ·h ）。改造后的凝汽器性能指标比改造前差，说明以上凝汽器虽然能够满足两种背压工况下安全运行的要求，但在传热面积不变、管束布置方式
传热管材料不变、壳体不动的前提下，没有达到性能优不变、
化的目标，甚至性能指标下降，导致凝汽器改造后，在低背压凝汽器工况下，机组运行经济性降低。针对高背压改造机组，由于机组安全运行的需要，凝汽
凝汽器高背压工况运行是设计的重点，但器必须进行改造，
由于高背压运行工况，循环水流量低，传热管内的循环水流
考虑由机组采暖抽汽作为热网加热器的二级汽源，此种运行
可使汽轮机和凝汽器在最佳的设计状态下运行，汽轮方式，
机组热效率最高，节能效果最好。
参考文献
［1］考［2］方
芳．小型凝汽式汽轮机低真空运行循环水供热改造［J ］．
2010，（3）：46－48．山东电力技术，
璐．银川热电厂一期循环水供热技术的应用和经．沈阳工程学院学报（自然科学版），2010，济效益分析［J ］
敏，丛
（1）：10－12．［3］张秀琨，郑［4］郑
刚，刘传威，等．抽凝机组低真空循环水供热技术J ］．上海电力学院学报，2009，25（6）：543－546．分析与应用［
杰．汽轮机低真空运行循环水供热技术应用［J ］．节能技
2006，（4）：380－382．术，
［5］董学宁，李宏春，郭玉双．对改用循环水供热汽轮机的安全性J ］．东北电力技术，2005，（3）：5－8．分析［
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摘要：介绍了150MW 高背压供热机组，凝汽器高背压供热改造的内容。由机组高背压供热改造后，凝汽器高、低背
压运行的试验数据，计算了凝汽器在两种运行状态下的性能指标。高背压供热工况下，凝汽器端差较小，为2．354ħ ；35．358ħ 、5．148ħ ，个低背压凝汽工况，凝汽器端差为6．535ħ 、经循环水流量和进水温度修正后的凝汽器端差为8．721ħ 、7．179ħ 、6．724ħ ，都高于通常的凝汽器设计端差4ħ 和改造前的数值，改造后的总体传热系数为2．183
2kW /（m 2·ħ ），小于改造前的平均值3．388kW /（m ·ħ ）。凝汽器高背压改造后，满足常年安全运行的要求，但性
125MW 工况下，能指标没有达到设计值，也低于改造前的数值，凝汽器改造后的背压比改造前上升近0．9kPa 。
关键词：汽轮机组；高背压改造；凝汽器改造；循环水供热
5884（2013）02-0135-04分类号：TK262文献标识码：A 文章编号：1001-
Test and Analysis on Performance of Condenser after High Back Pressure
Reconstruction for Heat Supply
WANG Xue-dong 1，CHENG Xie-wei 2，ZHENG Wei 1
（1Shandong Electric Power Research Institute ，Jinan 250002，China ；
2Shandong Branch Company of Huadian Power International Limited Company ，Jinan 250014，China ）
Abstract ：The condenser reconstruction of 150MW unit for meeting the need of high back pressure circulating water heat supply is introduced．Economical characteristics of the reconstructed condenser are calculated using the experimental data of high and low back pressure operational conditions．The results show that the condenser terminal temperature difference is 2．354ħ which is lower than design value 4ħ ，when the unit operating in high pressure mode．As the unit operating in low pressure mode ，the condenser terminal temperature difference is 6．535ħ ，5．358ħ ，5．148ħ ，the corrected condenser terminal temperature difference is 8．721ħ ，7．179ħ ，6．724ħ ，both of them are all higher than design value 4ħ and that of condenser before reconstruction．The whole heat-transfer coefficient of condenser is 2．183kW /（m 2·ħ ）lower than the value 3．388kW /（m 2·ħ ）before reconstruction．The analysis shows that ，by reconstruction of the condenser ，the safety can be guaranteed during the whole year．But the economical characteristics do not reach to design value ，being lower than that of condenser before reconstruction．At 125MW power load condition ，the condenser back pressure after reconstruction is 0．9kPa higher than that before reconstruction．
Key words ：steam turbine unit ；high back pressure reconstruction ；condenser reconstruction ；circulating water
heat supply
冷却后的循环水再回到凝汽器中进行加足用户采暖要求，
热。高背压循环水供热将原来从冷却塔排入自然界的热量达到了节约供热用蒸汽、提高汽轮机组经济效益回收利用，
的目的。
目前凝汽发电机组冬季实施高背压循环水供热技术已在国内各大中城市得到普遍推广与使用，是节约能源、改善环境以及深化热电联产的有力措施
［1－4］
0前言
在常规凝汽式火力发电厂中，汽轮机排汽在凝汽器中被
同时冷却水被加热，其热量通过冷却塔散冷却而凝结成水，
发到大气中，产生冷源损失。这种冷源损失是造成汽轮机组
如果将这部分冷源损失加以循环热效率低的一个主要原因，
利用，会大大提高汽轮机组的循环热效率。汽轮机高背压循环水供热就是为了利用汽轮机的冷源损失而发展起来的一
项节能环保技术。汽轮机高背压运行，凝汽器的排汽温度升高，提高了循环水出口温度。将凝汽器循环水入口管和出口管接入采暖供热系统，循环水经凝汽器加热后，注入热网，满
08-10收稿日期：2012-
。机组由正常背压
凝汽工况运行改为高背压供热工况运行以后，低压缸排汽温
凝汽器汽侧、水侧压力均发生较大变化，原凝汽器已不能度、
保证长期安全运行
，必须进行加强型整体改造，使得凝汽器在高背压工况下具有良好的安全性。
［5］
），作者简介：王学栋（1966-男，山东平度人，博士，高级工程师，长期从事电站机组本体和辅机、热力系统节能检测和分析等专业工作。
136汽轮机技术第55卷
1
1．1
凝汽器改造内容和改造后的技术规范
凝汽器改造内容
某厂150MW 供热机组是超高压、双抽凝汽式汽轮机组，
为了适应高背压工况下，较高的低压缸排汽温度和排汽
压力，以及从正常背压到高背压工况，凝汽器运行工况的巨大变化，凝汽器进行了加强型整体改造：对冷却管束、管板、支撑板及水室进行重新设计改造，水室采用弧形水室。凝汽器采用单壳体，循环水采用双流程、双进双出。凝汽器与汽轮机排汽口的连接采用不锈钢补偿节，凝汽器上、下的热膨胀靠补偿节补偿。为了保证在高背压运行时凝汽器冷却水管与管板的密封，凝汽器的管板管孔采用管孔内开槽，冷却凝汽器管板采用适当加厚的管与管板的连接采用开槽胀接，Q345R 钢板。1．2
凝汽器改造后的技术规范
表1为改造后的凝汽器技术规范。
循环水量t /h19650（供暖期8400）管子总水阻
kPa
≤50
管内循环水流速
m /s2
（供暖期0．85）凝汽器端差
ħ ≤6．5
汽轮机背压
kPa 5．4（供暖期40）凝结水过冷度
ħ ≤0．5
（最大保证工况）
从中低压缸联通管上引出采暖抽汽，设计额定采暖抽汽量为210t /h。由于采暖负荷增加，对低压缸进行高背压供热改造，将原2ˑ 6级的低压转子改为2ˑ 5级，去掉低压后三级隔板、动叶。机组在采暖季节高背压运行，利用循环水供热，来弥补供热能力不足的问题。在非供暖季节，将高背压改造后的叶片、隔板拆除，将原末三级的动、静叶片复装，低压缸恢复
未改造前的状态，机组也恢复到改造前的运行状况和背压值。
表1凝汽器改造后的技术规范
型式管壳式
型号N －8900单壳体、
双流程（加强型）
设计进水温度
ħ 20（供暖期58）
壳体设计压力
MPa
0．1
最高进水温度
ħ 33（供暖期65）
管侧设计压力
MPa
1．2
传热面积m 28900
循环水温升
ħ ＜8．5（非供暖期）
清洁系数0．85
凝汽器管子规格：有效长度8446mm 材
主冷凝区空冷区
料
数量（根）12698720
mm 管子尺寸（ ×δ），
25ˑ 125ˑ 1．5
HSn70－1AB BFe30－1－1
改造前凝汽器管侧设计压力为0．45MPa ，改造后管侧设
计压力增加，其它参数不变。非供暖工况，凝汽器管侧运行压力仍为0．4MPa 。循环水系统采用闭式循环，非采暖季节，循环水来自地下水和河水；采暖季节，循环水为热网回水。在非供暖期，由于低压缸恢复未改造前的状态，机组也恢复到改造前的运行状况，排汽量和排汽焓跟改造前一样，因此凝汽改造后，在低背压运行状态，凝汽器也应达到改造前的设计背压值5．4kPa 。
2．354ħ ，经循环水流量和进水温度修正后的凝汽器端差为1．919ħ ；3个低背压凝汽工况，凝汽器端差为6．535ħ 、5．358ħ 、5．148ħ ，经循环水流量和进水温度修正后的凝汽7．179ħ 、6．724ħ ，器端差为8．721ħ 、高于通常的凝汽器设计端差4ħ 。凝汽器改造后，满足高背压安全运行的要求，但低背压工况下，凝汽器端差高于设计值，也高于改造前的数值，说明凝汽器改造后虽能满足安全运行的要求，但性能指标没有达到设计值，机组低背压工况下运行的经济性降低。3．1汽轮机运行状态对凝汽器性能的影响
凝汽器在供暖期的设计背压为40kPa ，而相应工况的试验背压为29．701kPa 。分析试验数据和试验过程中发现的问题，机组高背压工况试验时，由于低压缸通流部分改造本身的原因，汽轮机中低压缸联通管上的采暖抽汽不能停用。此汽源作为尖峰加热汽源供热网加热器，试验过程中不能停用，减少了到凝汽器的排汽量，使得凝汽器背压比设计值40kPa 低，循环水进、出水温度也比设计值低。汽轮机组的冷源损失没有得到最大程度的利用，低压缸做功量降低，汽轮
根据热负荷情况，机组应机功率存在损失。在冬季供暖期，
优先采用凝汽器高背压供热，并调整循环水流量和循环水出
当热负荷增加时，才考虑由机组采暖抽水温度在最佳状态，
汽作为热网加热器的二级汽源，进一步加热循环水。此种运
行方式，可使汽轮机和凝汽器在最佳的设计状态下运行，汽轮机组热效率最高，节能效果最好。
在低背压150MW 工况下，循环水泵大泵高速运行，循环水进水温度为24．654ħ 时，凝汽器背压为7．887kPa ，循环水试验流速和设计流速比较接近，循环水温升为10．075ħ ，说
2凝汽器改造前后高、低背压运行的试验结果
汽轮机和凝汽器高背压供热改造后，凝汽器在冬季采暖
期高背压运行，在非采暖期低背压运行，凝汽器运行工况变化较大。为了了解凝汽器在高、低背压工况下的运行状态和性能，进行了机组高背压供热工况、低压缸复装叶片后低背压凝汽工况的试验，计算凝汽器在两种工况下的性能指标，并与设计值和改造前相应工况的性能指标进行了比较，如表2所示。
3凝汽器改造后高、低背压运行试验结果分析
分析以上150MW 机组凝汽器改造后高、低背压运行的试验数据，并与设计值进行比较，可以看出，改造后的凝汽器在高、低背压下运行，循环水流量与相应工况的设计循环水流量差别不大，由此得到的冷却管内的循环水流速与设计流速也比较接近。高背压供热工况下，凝汽器端差较小，为
第2期
表2
发电机功率
kW
高背压供热工况改造后
低背压凝汽工况低背压凝汽工况低背压凝汽工况改造前
凝汽工况凝汽工况凝汽工况
[***********][***********]101234
王学栋等：凝汽器高背压改造后性能的试验研究与分析
150MW 机组凝汽器改造前后高、低背压运行试验结果
凝汽器排汽压力
kPa
29．7017．8877．49356．7308．47658．5827．7305
循环水出水温度
ħ
67．5434．72934．94133．14639．88540．5138．68
对数平均温差
ħ
7．60410．808．9368．1546．6055．6015．017
设计循环水流量修正后的温升
ħ
15．7098．9497．6026．2799．0927．6916．407
热井出水温度
ħ 69．33940．75139．93338．04643．0943．5441．69凝汽器热负荷
MJ /h[***********][***********]526286
凝泵出水温度
ħ 69．33940．92640．238．943．5343．6441．87
循环水流量
t /h860417454．717623．417622．117404．217593．117106．7
凝汽器进水压力
MPa
0．75340．30880．29930．30420．27990．27970．2797循环水温升
ħ 15．33710．0758．4767．00210．2658．597．36
循环水流速
m /s0．8671．7551．7701．7711．7521．77151．723
137
循环水进水温度
ħ
52．20324．65426．46526．14429．6231．9231．32凝结水过冷度
ħ
0．5550．5130．3660．248－0．454－0．667－0．804
设计循环水流速
m /s
0．8461．9741．9741．9741．9741．9741．974
凝汽器出水压力
MPa
高背压供热工况改造后
低背压凝汽工况低背压凝汽工况低背压凝汽工况改造前
凝汽工况凝汽工况凝汽工况
0．69630．22490．22460．22470．22480．22470．2247凝汽器端差
ħ
高背压供热工况改造后
低背压凝汽工况低背压凝汽工况低背压凝汽工况改造前
凝汽工况凝汽工况凝汽工况
2．3546．5355．3585．1482．7512．3632．206
凝汽器压力对应的饱和温度
ħ
69．89441．26440．29938．29442．63642．87340．886
试验凝汽器总体传热系数Kt 传热管流通面积
kW /（m 2·ħ ）m 2
2．2642．1232．1801．9733．5293．5203．274
2．77472．77472．77472．77472．77642．77642．7764
循环水流量和温度修
正后的总体传热系数kW /（m 2·ħ ）
高背压供热工况改造后
低背压凝汽工况低背压凝汽工况低背压凝汽工况改造前
凝汽工况凝汽工况凝汽工况
2．2362．1622．1831．983．4953．42653．241
循环水流量和温度修正循环水流量和温度后的凝汽器饱和温度修正后的凝汽器端差
ħ ħ
75．62837．67034．78133．00333．79431．65130．257
1．9198．7217．1796．7244．7023．963．85
循环水流量和温度
修正后的凝汽器压力
kPa
39．5746．5075．5545．035．2574．6604．305
明循环水流量满足运行要求，但由于凝汽器设备本身的问题，凝汽器传热能力降低，机组背压偏高。3．2
循环水流量对凝汽器性能的影响
对比凝汽器高、低背压设计数据和运行数据，机组在高背压供热工况运行，循环水流量低，传热管内的循环水流速
也低，影响凝汽器传热计算模型和计算结果的准确性，以及凝汽器实际传热能力，因此在汽轮机和凝汽器进行高背压改造时，应综合考虑热负荷和循环水流量、凝汽器背压之间的关系，使得汽轮机和凝汽器在最优化状态下运行。由以上凝汽器试验数据，在高背压供热工况，凝汽器背压为29．701kPa ，循环水流量为8604t /h，凝汽器传热管内的循环水流速
为0．867m /s，循环水流量大于设计值，凝汽器背压和循环水
出水温度小于设计值，降低了凝汽器高背压供热能力和机组热效率。机组在高背压供热期运行时，应根据热负荷要求，减少或停止中低压缸联通管抽汽，优化循环水量和凝汽器背压，利用高背压供热来满足热负荷要求，增加机组发电量，降低循环水流量和厂用电量。
4凝汽器改造前后的性能比较
机组高背压供热改造后，凝汽器在采暖季节高背压运行，在非采暖季节低背压运行，低压缸排汽温度、凝汽器汽
138汽轮机技术第55卷
侧、水侧压力均发生较大变化。凝汽器进行高背压改造可以适应两种背压工况的巨大变化，同时应对凝汽器管束布置方式进行设计优化，以提高凝汽器性能，以及汽轮机组常年运行的经济性。由表2比较以上凝汽器改造前后低背压工况下的试验结果。经循环水流量和温度修正后的凝汽器总体
2
传热系数，改造后平均值为2．183kW /（m ·ħ ），小于改造前说明改造后的凝汽器传热能的平均值3．388kW /（m ·ħ ），力比改造前降低，导致改造后的凝汽器性能下降，改造前3个工况，修正后的平均端差为4．174ħ ，改造后3个工况，修正后的平均端差为7．541ħ ，图1、图2为改造前后相同电负荷下，经循环水温度和流量修正后的凝汽器压力和端差随机组功率变化曲线
。
2
影响凝汽器传热计算模型和计算结果的准确性，因速也低，
此凝汽器变工况性能降低，低背压工况下的性能指标降低，凝汽器低背压工况下的试验数据没有达到设计值，也比改造前的性能指标差，因此结合汽轮机和凝汽器高背压改造，凝汽器应在兼顾高、低背压运行安全性的前提下，进行性能优化，优化凝汽器传热面积和管束布置方式，优化凝汽器低背以提高机组低背压工况和全年运压工况下运行的经济指标，行的经济性。
5结论
由150MW 机组高背压供热改造后，凝汽器高、低背压运行的试验数据，计算了凝汽器在两种背压工况下的性能指高背压供热标。在循环水流量与设计值比较接近的情况下，工况下，凝汽器端差较小，为2．354ħ ；3个低背压凝汽工况，5．358ħ 、5．148ħ ，凝汽器端差为6．535ħ 、经循环水流量和
7．179ħ 、6．724ħ ，都高进水温度修正后的端差为8．721ħ 、
于通常的凝汽器设计端差4ħ 和改造前的数值；改造后的总
2
体传热系数2．183kW /（m ·ħ ），小于改造前的平均值3．388kW /（m 2·ħ ）。凝汽器高背压改造后，满足常年安全运行的但性能指标没有达到设计值，也低于改造前的数值，导要求，
致机组平均运行负荷125MW 工况下，凝汽器背压比改造前
图1
凝汽器压力随功率变化曲线
上升近0．9kPa ，且随着机组功率增加，凝汽器性能指标降低值越大，机组低背压工况下运行的经济性降低。对于高背压供热机组，凝汽器在进行高背压改造时，应在兼顾高、低背压运行安全性的前提下，进行性能优化，以提高机组低背压工况和全年运行的经济性。
机组高背压供热工况试验时，汽轮机中低压缸联通管上
减少了到凝汽器的排汽量，使得凝汽的采暖抽汽不能停用，
器背压比设计值40kPa 低，循环水进、出水温度也比设计值
低。汽轮机组的冷源损失没有得到最大程度的利用，汽轮机做功能力降低，热效率降低。在冬季供暖期，根据热负荷情
机组应优先采用凝汽器高背压供热，当热负荷增加时，才况，
图2凝汽器端差随功率变化曲线
由表2和图1、图2数据可以看出，随机组功率增加，改
造前、后的凝汽器压力和端差都增加，同时改造前后的凝汽器压力差值和凝汽器端差差值增大，平均运行负荷125MW 工况下，凝汽器改造后的背压比改造前上升近0．9kPa ，导致机组供电煤耗率增加近2．8g /（kW ·h ）。改造后的凝汽器性能指标比改造前差，说明以上凝汽器虽然能够满足两种背压工况下安全运行的要求，但在传热面积不变、管束布置方式
传热管材料不变、壳体不动的前提下，没有达到性能优不变、
化的目标，甚至性能指标下降，导致凝汽器改造后，在低背压凝汽器工况下，机组运行经济性降低。针对高背压改造机组，由于机组安全运行的需要，凝汽
凝汽器高背压工况运行是设计的重点，但器必须进行改造，
由于高背压运行工况，循环水流量低，传热管内的循环水流
考虑由机组采暖抽汽作为热网加热器的二级汽源，此种运行
可使汽轮机和凝汽器在最佳的设计状态下运行，汽轮方式，
机组热效率最高，节能效果最好。
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