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：针对我厂 660MW#7机组汽轮机真空系统运行情况进行分析，对进一步提高真空， 提出新的改造方案，努力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： 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。 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。凝汽器结构见下图（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。 图（1）凝汽器结构 2 1.1.1主机凝汽器规范 表（1）：本机组凝汽器规范 序号 项 目 单位 数据 1 凝汽器的总有效面积 m2 41000 2 抽空气区的有效面积 m2 1778 3 流程数/壳体数 1/2 4 TMCR工况循环水带走的净热 kJ/s 710449 5 传热系数 W/m2. 2875/2974 6 循环水流量 m3/h 55636.4 7 管束内循环水最高流速 m/s 2.03 8 冷却管内设计流速 m/s 1.67 9 清洁系数 0.85 10 TMCR工况循环水温升 10.1 11 凝结水过冷度 0.5 12 凝汽器设计端差 4.49/4.427 13 水室设计压力 MPa.g 0.6 14 壳侧设计压力 MPa.g 0.098/Vac 15 凝汽器出口凝结水保证氧含量 g/l 20 16 管子总水阻 kPa 65 17 凝汽器汽阻 kPa 0.4 18 循环倍率(THA 工况) 55 19 水室重量（每个） kg 9,530 20 凝汽器净重 kg 1,200,000 21 凝汽器重量（运行时） kg 2,200,000 22 凝汽器重量（满水时） kg 3,000,000 23 凝汽器型号 N-41000 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 3 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 日期 / 2014.04.10 时间 / 11：28 08：2 3 16：0 0 21：3 0 22：3 8 23：0 7 00：0 1 负荷 MW 666 570 502 450 408 360 330 DCS 低压凝汽器 真空 Kpa 94.5 94.5 94.2 94.3 94.4 94.6 94.7 DCS 高压凝汽器 真空 Kpa 92.1 92.9 93.2 94.0 94.2 94.6 94.7 平均真空 Kpa 93.3 93.7 93.7 94.15 94.3 94.6 94.7 高低压凝汽器压 差 Kpa 2.4 1.6 1.0 0.3 0.2 0 0 低压凝汽器排气 温度 39.9 39.3 39.6 38.8 38.4 37.8 37.0 高压凝汽器排气 温度 44.1 42.5 41.6 39.8 38.8 38.2 37.1 排气温度差 4.2 3.2 2.0 1.0 0.4 0.4 0.1 循环水进水温度 24.1 24.8 25.6 25.0 25.4 25.5 24.8 循环水出水温度 39.7 38.3 37.9 36.1 35.4 34.7 33.0 循环水进水温度 15.6 13.7 12.3 11.1 10.0 9.2 8.2 高压凝汽器端差 4.4 4.2 3.7 3.7 3.4 3.5 4.1 表（3）：2014 年 01月凝汽器、真空系统数据 参数名称 单位 单循泵 日期 / 2014.01.10 时间 / 11：15 19：1 5 21：4 8 14：4 0 22：3 1 23.22 23：5 9 负荷 MW 667 580 502 440 408 360 320 DCS 低压凝汽器 真空 Kpa 97.4 97.3 97.5 97.6 97.7 97.7 97.7 DCS 高压凝汽器 真空 Kpa 96.3 96.6 97.1 97.45 97.6 97.6 97.6 平均真空 Kpa 96.85 96.95 97.3 97.525 97.65 97.65 97.65 高低压凝汽器压 差 Kpa 1.1 0.7 0.4 0.15 0.1 0.1 0.1 低压凝汽器排气 温度 33.4 32.1 30.6 29.5 28.6 28.3 27.8 4 高压凝汽器排气 温度 35.6 34 32.1 30.4 29.7 29.1 28.1 排气温度差 2.2 1.9 1.5 0.9 1.1 0.8 0.3 循环水进水温度 11.9 13.1 12.4 12.2 12 11.8 11.6 循环水出水温度 26.4 25.6 23.7 22.4 21.5 20.7 19.1 循环水温升 14.5 12.5 11.3 10.2 9.5 8.9 7.5 高压凝汽器端差 9.2 8.4 8.4 8 8.2 8.4 9 从以上数据可以看出： 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。 不管是在那个季节，随着负荷的不断下降， 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 绝对压 力 温度 绝对压 力 温度 绝对压 力 温度 MPa MPa MPa MPa 0.001 6.98 0.003 24.10 0.0055 34.60 0.0075 40.32 0.0015 13.03 0.0035 26.70 0.006 36.18 0.008 41.53 0.002 17.55 0.004 28.98 0.0065 37.65 0.0085 42.69 0.0025 21.09 0.0045 31.03 0.007 39.02 0.009 43.79 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。 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。 5 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； 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； 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 空方能进行调整,所以在电厂是无法实现的。而我厂是高低压凝汽器空气管直接联通，更是 会造成低压凝汽器抽吸高压凝汽器的大量不凝结气体及饱和蒸汽。 解决方法就是高、低压侧凝汽器抽真空改为并联布置，单独控制,因此,就需要对抽真空 管道系统进行改造，改造方案如下：低压侧凝汽器抽真空管道不变,高压侧凝汽器与低压侧 凝汽器的抽真空管道断开。高压侧凝汽器喉部重新打孔,管道在凝汽器内的走向与低压侧相 同。高压侧抽真空管道引出凝汽器后,合并为一根母管,并接至真空泵抽真空母管的另一端。 尽量远离低压侧抽真空管道。为了达到一台真空泵抽一台凝汽器的目的,并尽量减少原系统 的改动,设计在 3台真空泵抽真空母管上安装两个隔绝门，改造后可实现高低压凝汽器单独 抽真空，两台真空泵运行，一台真空泵作为备用。如图（4）所示。 6 图（4）抽真空系统改造布置 抽真空管路采用并联方式时，真空泵可以采用如下运行方式，并设置相应的运行控制 逻辑： 正常运行时，真空泵 A、C 分别对低背压凝汽器、高压背凝汽器抽真空，B 泵为备用， 真空泵进出口联络门全关。 当一台真空泵故障时，备用 B自启，并同时联锁开启故障泵侧的联络阀，待故障消 除后恢复正常运行方式。 DCS 上增设“节能方式”开关，如采用节能方式单泵运行，可手动开启“节能方式” 开关，两只联络门自动开启，此时真空泵逻辑可采用原逻辑，三台真空泵可实现互备。此 时可手动调整高背压凝汽器抽真空母管隔离阀满足双背压运行要求。 当两台真空泵均故障时， “节能方式”开关自动开启，并联锁开启两只联络阀。 从改造布置图可以看出，高低背压凝汽器真空系统分开，高背压凝汽器的不凝结气体 及饱和蒸汽不再进入低背压凝汽器，改善了低背压凝汽器的运行条件，减少不凝结气体的 集聚，增强传热效果。可以有效提高低背压凝汽器的真空。 据西安热工研究院专家对双背压凝汽器抽真空系统布置方式的研究分析，采用高、低 压凝汽器抽真空系统采用并联补至方式，相互独立，凝汽器压力和传热端差均能达到设计 要求。 2 水环式真空泵加装制冷装置的节能分析 2.1水环式真空泵 我厂主汽轮机设置 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，旋转方向(从被驱动端看) 逆时针， 轴密封型式采用填料密封、轴承型式采用圆柱滚子/单沟球。整套抽真空系统采用闭式循环,进 水口所进水源为凝结水,水环式真空泵的轴封采用填料内供水密封方式。真空泵工作流程如 下: 启动真空泵电机,系统进汽阀同时打开,真空泵即投入运行,水环建立后系统进入工作 状态。 气体经进气管进入真空泵中,压缩后经排气管排至分离器,经气水分离后从止回阀排出。 工作液流入汽水分离器,经换热器冷却后送入水环真空泵中,泵在运转过程中随气体排 出部分工作液,通过排气管排至分离器中,再经冷却送入泵内,如此形成一个封闭的循环系统。 工作原理如图（5）所示： 7 图（5）水环式真空泵原理 1-水环； 2-吸气口；3- 排气口； 4-泵体； 5-叶轮 2.2 汽轮机真空泵具体工况及系统情况： 表（5）：真空泵具体工况及系统情况表。 序号 项目 符 号 数值 工况备注 1 凝汽器运行最低背压 Pk (kPa(a) 6.36/4.92 凝汽器冷却水温 23.0 2 凝汽器背压（TRL 工况） Pk (kPa(a) 平均11.8 凝汽器冷却水温 36 3 凝汽器冷却水温 t1（） 36/23.0 最高/正常 4 抽空气处气体过冷度 t（） 4.2 5 需要抽真空容积 Vk (m3) 3000 启动工况 6 要求启动抽真空时间 t (min) 52 按 HEI标准(25 SCFM) 8 主机排入凝汽器乏汽量 Dk（t/h） 1098 最大 9 开式循环冷却水压力 P(MPa) 0.6 最高（设计值） 2.3水环式真空泵运行分析 水环式真空泵系统简单、性能可靠，广泛应用于火力发电厂汽轮机凝汽器汽侧不凝结 气体抽出。水环式真空泵运行状况好坏直接影响凝汽器真空度水平，真空泵出力不足会造 成凝汽器真空下降，影响汽轮机的经济运行性能。 真空泵吸入压力下对应的饱和温度与进入泵体的密封水温度的差值为真空泵密封水的 过冷度。真空泵抽气量