660MW超超临界机组汽轮机真空系统节能运行分析

660MW超超临界机组汽轮机真空系统

节能运行分析

摘 要：针对某厂660MW#7机组汽轮机真空系统设计布置及运行情况进行分析，为提高机组凝汽器真空，进一步降低机组煤耗，提出新的建议及改造方案，不断提高机组运行经济性。 关键词：抽真空系统；真空泵；节能改造。

1抽真空系统布置方式节能分析 1.1概述

我厂四期#7机组为超超临界、一次中间再热、四缸四排汽、单轴、凝汽式汽轮机，型号为N660-27/600/600，机组凝汽器为双背压汽轮机，给水泵汽轮机排汽入单独的凝汽器。每台主汽轮机设置3台50%机械水环式真空泵组，2台运行1台备用。在机组启动建立真空期间，3台泵同时投入运行。型号：2BW5353-0EL4平面泵。循环水系统采用带自然通风冷却塔的再循环扩大单元制供水系统。机组配循环水泵两台（每台机组配置一台定速电机和一台双速电机）。冷却塔一座，循环水供水和排水管各一根，回水沟一条。

1.1.1凝汽器介绍

本机组所采用凝汽器是表面式的热交换器,冷却水在管内流动过程中与管外的排汽进行热交换,使排汽凝结成水,同时使凝汽器形成真空。凝汽器采用双背压设计,即两个凝汽器在运行中处于两个不同的压力下工作。当循环水进入第一个凝汽器后吸收热量,水温升高,然后再进入第二个凝汽器(第一个凝汽器出口水温即为第二个凝汽器的入口水温)。由于凝汽器的特性主要取决于冷却水的温度,不同的水温对应不同的背压,于是在两个凝汽器中形成了不同压力,即低压凝汽器和高压凝汽器。双背压凝汽器的优点：

①根据传热学原理，双背压凝汽器的平均背压低于同等条件下单背压凝汽器的背压，因此汽机低压缸的焓降就增大了，从而提高了汽轮机的经济性。

图（1）凝汽器结构

②双背压凝汽器的另一个优点就是低背压凝汽器中的低温凝结水可以进入高背压凝汽器中去进行加热，既提高了凝结水温度，又减少了高背压凝汽器被冷却水带走的的冷源损失。低背压凝汽器中的低温凝结水通过管道利用高度差进入高背压凝汽器管束下部的淋水盘，在淋水盘内，低温凝结水与高温凝结水混合在一起，再经盘上的小孔流下，凝结水从淋水盘孔中下落的过程中，凝结水被高背压低压缸的排汽加热到相应的饱和温度。在相同条件下，双背压凝汽器的平均压力低于循环水并联的单压凝汽器的压力，可提高循环效率。凝汽器结构见图（1）。凝汽器两

个壳体底部为连通的热井,上部布置有低压加热器、小汽机排汽管、减温减压器和低压侧抽气管等。凝汽器抽空气管布置在其管束区中心以抽吸其内的不凝结气体。高、低压凝汽器中的抽空气管采用串联结构,不凝结气体由 高压侧流向低压侧,最后由低压凝汽器冷端引向真空泵。这种结构可减轻真空泵的负担,减少其备用台数,使系统简化。

1.1.2主机凝汽器规范 表（1）：本机组凝汽器规范

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序号 1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 11 12 13 14 15 16 17 18 19 20 21 22 23 项 目 凝汽器的总有效面积 抽空气区的有效面积 流程数/壳体数 TMCR工况循环水带走的净热 传热系数 .℃ 单位 m2 m2 kJ/s W/m2数据 41000 1778 1/2 710449 ~2875/2974 m3/h 55636.4 循环水流量 m/s ~2.03 管束内循环水最高流速 m/s ~1.67 冷却管内设计流速 0.85 清洁系数 ~10.1 TMCR工况循环水温升 ℃ 凝结水过冷度 ℃ ≤0.5 ~4.49/4.427 凝汽器设计端差 ℃ MPa.g 0.6 水室设计压力 MPa.g 0.098/Vac 壳侧设计压力 20 ?g/l 凝汽器出口凝结水保证氧含量 kPa 管子总水阻 ≤65 kPa 0.4 凝汽器汽阻 55 循环倍率(THA工况) kg 9,530 水室重量（每个） kg 1,200,000 凝汽器净重 kg 2,200,000 凝汽器重量（运行时） kg 3,000,000 凝汽器重量（满水时） N-41000 凝汽器型号 凝汽器的设计条件以VWO工况为设计工况，背压为双背压，平均背压为5.6kPa(a)，循环冷却倍率为55左右，循环水设计进水温度为23.5℃，循环水为二次供水。凝汽器能在TRL工况，平均背压为11.8kPa(a)。在TMCR工况循环水温升10.1℃。

1.2凝汽器抽真空系统概述

本机组N-41000型凝汽器采用双壳体、双背压、双进双出、单流程结构。凝汽器的冷却管排列呈带状,周围留有汽流通道可以使汽流进入管束内部,并且可以减少汽流阻力。每个管束中心区为空气冷却区,用挡气板与主凝结区隔开。不凝结气体与蒸汽经过空气冷却区时,使蒸汽能够大量的凝结下来,剩下的少部分蒸汽随同不凝结气体进入抽空气管。低压缸排出的蒸汽进入凝汽器后,迅速地分布在冷却水管的全长上,通过管束间的通道和两侧通道使蒸汽全面地沿冷却管表面进行热交换并被凝结成水,部分蒸汽则由管束两侧的通道流向管束的下面,对淋下的凝结水进行回热,剩余未凝结的少量蒸汽和被冷却了的空气汇集到空冷区的抽空气管内,被抽真空的设备抽出。凝汽器抽真空系统设计为高压侧两根抽气管道经由连通管通向低压侧,分别与低压侧两根抽空气管道相接,低压侧抽空气管道经由两根管道引至凝汽器外,合并为一根母管后再接到真空泵抽真空母管上。

1.3问题分析

自2013年1月#7机组正式投产以来，大机高、低压凝汽器的真空差值大部分时间均远小于高低背压凝汽器真空差设计值1Kpa。只有在高负荷或高温季节时由于循环水量不足，高、低压凝汽器的真空差值可以达到1.0Kpa以上。大部分运行时间失去了双背压凝汽器的运行特性，造成巨大的运行经济性损失。

为了便于分析问题，下列表（2）、表（3）收集了#7机组2014年1月份冬季、4月份春季的各负荷段凝汽器、真空系统有关数据。

表（2）：2014年04月凝汽器、真空系统数据 参数名称 单位 单循泵 / 2014.04.10 日期 2

/ 11：28 08：23 16：时间 00 MW 666 570 502 负荷 94.5 94.5 94.2 DCS低压凝汽器Kpa 真空 92.1 92.9 93.2 DCS高压凝汽器Kpa 真空 Kpa 93.3 93.7 93.7 平均真空 2.4 1.6 1.0 高低压凝汽器压Kpa 差 39.9 39.3 39.6 低压凝汽器排气℃ 温度 44.1 42.5 41.6 高压凝汽器排气℃ 温度 4.2 3.2 2.0 排气温度差 ℃ 24.1 24.8 25.6 循环水进水温度 ℃ 39.7 38.3 37.9 循环水出水温度 ℃ 15.6 13.7 12.3 循环水进水温度 ℃ 4.4 4.2 3.7 高压凝汽器端差 ℃ 表（3）：2014年01月凝汽器、真空系统数据 参数名称 单位 单循泵 / 2014.01.10 日期 / 11：15 19：时间 15 21：48 MW 667 580 502 负荷 97.4 97.3 97.5 DCS低压凝汽器Kpa 真空 96.3 96.6 97.1 DCS高压凝汽器Kpa 真空 Kpa 96.85 96.95 97.3 平均真空 1.1 0.7 0.4 高低压凝汽器压Kpa 差 33.4 32.1 30.6 低压凝汽器排气℃ 温度 35.6 34 32.1 高压凝汽器排气℃ 温度 2.2 1.9 1.5 排气温度差 ℃ 11.9 13.1 12.4 循环水进水温度 ℃ 26.4 25.6 23.7 循环水出水温度 ℃ 14.5 12.5 11.3 循环水温升 ℃ 9.2 8.4 8.4 高压凝汽器端差 ℃ 21：30 22：38 23：07 00：01 450 408 360 330 94.3 94.4 94.6 94.7 94.0 94.15 0.3 38.8 39.8 1.0 25.0 36.1 11.1 3.7 94.2 94.3 0.2 38.4 38.8 0.4 25.4 35.4 10.0 3.4 94.6 94.6 0 37.8 38.2 0.4 25.5 34.7 9.2 3.5 94.7 94.7 0 37.0 37.1 0.1 24.8 33.0 8.2 4.1 14：40 22：31 23.22 440 408 360 97.6 97.7 97.7 97.45 97.6 97.6 97.65 0.1 28.3 29.1 0.8 11.8 20.7 8.9 8.4 23：59 320 97.7 97.6 97.65 0.1 27.8 28.1 0.3 11.6 19.1 7.5 9 97.525 97.65 0.15 0.1 29.5 30.4 0.9 12.2 22.4 10.2 8 28.6 29.7 1.1 12 21.5 9.5 8.2 从以上数据可以看出： ①额定负荷时：冬季环境温较低，冷取水进水温度低，高低压凝汽器差压为1.1Kpa；春季时环境温上升后，冷取水进水温度升高，高低压凝汽器差压为2.4Kpa，在相同的循环水量及热负荷情况下，高低压凝汽器的压差随循环水冷却水温度的升高而增大，原因是因为蒸汽的饱和温度与饱和压力间为非线性关系，见下图（2）及表（4）。

根据图（2）及表（4）可以看出饱和温度增大时，饱和压力非线性快速增大。因此，尽管额定工况时循环水温升相差不大，但因为春季时汽轮机排汽温度较高，对应的饱和压力增量大于饱和温度，因此春季高低压凝汽器差压远大于设计差压。

②不管是在那个季节，随着负荷的不断下降，

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高低压凝汽器差压逐渐减小，最低降至0Kpa。此时双背压凝汽器的优点已缺失。

表（4）：饱和水蒸汽压力与温度对照表 绝对压力 温度 MPa ℃ 0.001 6.98 0.0015 13.03 0.002 0.0025 17.55 21.09 绝对压力 温度 MPa ℃ 0.003 24.10 0.0035 26.70 0.004 0.0045 28.98 31.03 绝对压力 温度 MPa ℃ 0.0055 34.60 0.006 36.18 0.0065 0.007 37.65 39.02 绝对压力 温度 MPa ℃ 0.0075 40.32 0.008 41.53 0.0085 0.009 42.69 43.79 ③冬季高压凝汽器端差8.0-9.2℃，春季在3.4-4.4℃，造成此现象的原因是：根据我厂#7机组单台循泵出力计算实际循环水流量为39420m3/h，远小于凝汽器额定循环水流量55636.43/h的要求，从而造成高负荷时，高压侧凝汽器的进水温度上升较多，高压侧凝汽器真空降低，高低压凝汽器差压增大。

④在循环水进出水温升达到TMCR工况循环水温升10.1℃左右时，我们可以认为循环水满足需要，从上述列表可以看到，此时高低压凝汽器差压无论春冬季均偏小，为0.15-0.2Kpa左右。并且随着负荷的降低，低背压凝汽器的真空无明显上升趋势，只有0.3Kpa左右。高背压凝汽器的真空上升明显。其主要原因是由于随负荷降低，高压侧凝汽器进水温度下降。但是高低背压凝汽器采用串连抽气系统，低压凝汽器的抽吸不足，造成不凝结气体的集聚，有效传热面积减小也是重要原因。

由于#7机大机凝汽器抽真空系统采用串连布置，见下图（3）所示。从系统布置上可以看出：高、低压凝汽器抽真空系统的抽吸压力相同，而高压凝汽器抽真空系统的阻力为低压系统的阻力及高低背压凝汽器真空连通管节流孔板阻力之和。

①在高、低压凝汽器压差值等于联通管道流通阻力时，凝汽器压力不受抽真空系统的影响；

②在高、低压凝汽器压差值小于联通管道流通阻力时，高、低压凝汽器压力将受到抽真空系统的影响而升高；

③在高、低压凝汽器差值大于联通管道流通阻力时，低压凝汽器压力将受抽真空系统的影响而升高。

图（3）抽真空系统系统布置

因此可以判断出，高低压凝汽器真空系统串连抽气是不合理的，会导致高压凝汽器中的饱和蒸汽会进入低压凝汽器，增加了低背压凝汽器的负荷，排挤部分低压凝汽器内不凝结气体的冷却，减弱了低背压凝汽器换热效果。并且抽真空系统发生泄漏时，不易判断泄漏位置。高低背压凝汽器背压无明显区别，失去了双背压凝汽器应有的功能。

1.4解决方案

高压侧凝汽器的空气要经过低压侧抽出,由于两台凝汽器通过连通管相连,压力势必趋于均衡,造成两侧凝汽器的压差小于设计值。为了打破这种均衡,有的电厂原设计在高、低压凝汽器抽真空的连通管上安装了节流孔板,而现在当参数达到标准但是高、低压凝汽器真空达不到设计值,说明节流孔板尺寸存在问题,如果适当缩小节流孔板,低压侧凝汽器的真空将得到提高，但对高压侧凝汽器的真空影响不大。所以用调整节流孔的方法虽然理论上成立,但如果要更换节流孔板必须经过多次试验、调整才能找到合适的尺寸,每次试验必须破坏真空方能进行

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