摘要：某670MW燃煤发电厂机组自建成投产以来，存在真空系统背压高、机组能耗差问题，凝汽器真空较正常水平偏低较多，严重影响机组的安全经济运行。通过现场性能试验数据及结果分析，确定出真空系统背压偏高的主要问题为空气大量漏入影响换热效果。在线处理漏点后额定负荷下背压下降了约3.8kPa，节能效果非常显著。
关键词：冷端系统；背压；性能诊断试验；空气漏入；节能效果
1前言
本文采用了真空系统性能诊断和查漏工作并行方法，确定影响真空系统背压高的问题所在。并在实施了部分治理方案后，真空泵实现一用一备设计工况，额定负荷下机组背压较治理前下降了约3.8kPa，折合发电煤耗降低约10g/kWh，节能效果非常显著。
2设备概况
某670MW发电厂汽轮机采用超临界、单轴、三缸、四排汽、双背压凝汽式汽轮机组，型号为N670-24.2/566/566。凝汽器以汽轮机TMCR工况为设计工况，在设计循环水温度29.2℃下保证凝汽器平均背压不高于6.8kPa。机组循环水系统采用单元制直流供水系统，冷却水取自海水。循环水泵除供给凝汽器冷却水外，还供给闭式冷却器的冷却水。机组抽空气方式采用串联抽气方式，配置两台100%容量的水环真空泵。真空泵热交换器冷却水采用闭式循环冷却水，水质为除盐水。
3试验方法
为确定各个因素对凝汽器压力的影响程度，分别进行循环水泵运行性能试验、凝汽器性能试验、真空严密性试验、真空泵运行性能试验，通过排除法确定导致机组真空背压高的主要问题。
3.1真空严密性试验
机组负荷535MW、BC循环水泵运行方式下进行了真空严密性试验。关闭A、B真空泵入口电动门（维持双泵运行），4分钟内背压上升较快，开启两台真空泵入口电动门，背压缓慢下降。
机组检漏前A（低压）凝汽器的真空下降率为2924Pa/min，B（高压）凝汽器的真空下降率为2961Pa/min；两台真空泵入口电动门打开后真空提高速率小于降低速率，侧面反映了漏空气程度较为严重。A、B凝汽器真空变化趋势非常一致，分析泄露程度相近，漏点对称且大小接近，漏量非常大。
3.2循环水泵运行性能试验数据及结果
BC循环水泵并联运行，泵出口总流量为102500m3/h，单泵平均出口流量为14.24m3/s，扬程17.82m。剔除开式水流量后，进入凝汽器的冷却水流量约为97000m3/h。循环水泵出力基本能满足机组正常运行需要。表明冷却水流量不是引起机组真空偏低的原因。采用直流供水循环冷却系统的湿冷机组，循环水泵出力受海水潮位影响较大。
3.3真空泵工作状态试验结果
在660MW，凝汽器冷却水入口温度29.2℃，A、B真空泵工作状态测试结果中，真空泵工作液流量和冷却液流量基本正常，换热器端差约3℃，换热基本正常，真空泵出力基本正常。表明真空泵出力不是引起机组真空偏低的主要原因。
3.4凝汽器性能试验及结果
660MW和535MW工况下的凝汽器性能诊断中，凝汽器冷却水量基本达到设计值101520t/h，额定负荷下凝汽器冷却水温升约7℃，热负荷约为780~790MW。
测试工况和设计工况下凝汽器热负荷与机组负荷率的关系得出，测试工况下热负荷略大于设计值，表明热负荷不是引起机组真空偏低的原因。各个测试工况下凝汽器换热端差高于设计值较多，导致传热系数偏低。
3.5小结
基于上述排除法分析结果，确定凝汽器传热系数偏低是引起机组运行真空偏低的主要原因。
因检查凝汽器内部检查未发现水侧有明显脏污、堵塞现象，加之二次滤网、胶球清洗系统运行稳定，排除水侧脏污对凝汽器换热的影响。
基于机组真空严密性非常差（~3kPa/min）、凝结水泵入口和除氧器出口凝结水容氧很大（分别为97%和79%）以及真空泵出力基本正常的现状（当前两台100%真空泵并联运行），确定空气大规模漏入是导致机组运行真空偏低、能耗偏高的主要原因。
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4真空系统查漏
对机组汽轮机真空系统进行查漏，检查部位：低压缸及其附属设备、小汽轮机及其附属设备、凝汽器本体、各蒸汽管道疏水管阀门及法兰、7、8号低加及其附属设备及其与凝汽器接口焊缝、凝结水泵、轴加水封、高排通风阀、轴加溢流管、疏水扩容器各联络管等。
在真空检漏试验过程中，发现大漏点2个（A、B小机进汽端缸体疏水管预留接口），小漏点1个（A低压缸调速端排汽温度表接口）。
5治理后凝汽器性能
机组正常运行期间，对查漏工作确定的两个大漏点进行了在线堵漏处理。
A小机进汽端缸体疏水管预留接口初步处理以后，660MW负荷下，机组真空明显上升，由-90kPa涨到-93kPa，机组负荷660MW，给水流量/主汽流量下降90t/h，给煤量下降15t/h，凝泵入口容氧由~90%下降到~27%，热井温度由48℃下降到43℃，端差下降~6℃，A/B真空泵电流由250A下降到225A，小机转速由5660r/min下降至5600r/min，汽前泵电流略有下降。
B小机疏水口初步处理以后，660MW负荷下，机组真空进一步提高（约0.8kPa），小机转速进一步下降（约20r/min），A/B真空泵电流进一步下降（10A）。
5.1治理后真空严密性试验
机组负荷644MW、BC循环水泵、B真空泵单独运行方式下进行了真空严密性试验。关闭B真空泵入口电动门，停运B真空泵试验进行8分钟，取后五分钟计算，低压凝汽器真空严密性指标为208Pa/min，高压凝汽器真空严密性指标为212Pa/min。根据电力行业标准（DL_T_932-2005(凝汽器与真空系统运行维护导则)），真空严密性合格，单台真空泵运行时空气漏入不影响凝汽器性能。
5.2治理后背压变化
A小机和B小机进汽端缸体疏水管预留接口泄漏处理后分别进行了660MW负荷下凝汽器性能试验，治理前、后性能结果对比显示：治理后低压凝汽器压力低于高压凝汽器，并建立有效压差（0.33~0.5kPa）；总体换热系数明显提高，其中低压凝汽器提高72%，高压凝汽器提高93%；传热端差明显下降，其中低压凝汽器下降7.63℃，高压凝汽器下降7.07℃；额定负荷、相同进水温度下机组运行背压下降了3.81kPa。治理后空气漏入对凝汽器热力特性无影响，额定负荷下按照循环水温度、水侧清洁程度修正后机组背压为6.54kPa，优于设计值6.8kPa。
6结论
1）通过真空系统性能诊断及结果分析，得出大量空气漏入是引起机组运行真空偏低、能耗偏高的主要原因。
2）通过真空系统检漏工作，确定出当前真空系统存在大漏点2个（A小机和B小机进汽端缸体疏水管预留接口），小漏点1个（A低压缸调速端排汽温度表接口）。
3）治理后机组真空严密性指标分别为208Pa/min（低压凝汽器），212Pa/min（高压凝汽器），根据电力行业标准（DL_T_932-2005(凝汽器与真空系统运行维护导则)），真空严密性合格，单台真空泵运行时空气漏入不影响凝汽器性能。
4）治理后额定负荷、相同进水温度下机组运行背压下降了3.81kPa，折合发电煤耗下降约10g/(kW•h)。
5）治理后空气漏入对凝汽器热力特性无影响，额定负荷下按照循环水温度、水侧清洁程度修正后机组背压为6.54kPa，优于设计值6.8kPa。
参考文献
[1]Standards for steam surface condensers，tenth edition，Heat Exchange Institute (HEI)，2006(美国传热学会标准).
[2]DL/T 932-2005《凝汽器与真空系统运行维护导则》.
[3]ASME PTC 12.2-1998《表面式凝汽器运行性能试验规程》.
[4]GB/T 3216-2016《回转动力泵水力性能验收试验 1级、2级和3级》.
[5]国际公式化委员会1967年《水和水蒸汽性质表》.
论文作者:胡高强
论文发表刊物:《电力设备》2018年第23期
论文发表时间:2018/12/21
标签：凝汽器论文; 真空论文; 机组论文; 真空泵论文; 严密性论文; 负荷论文; 疏水论文; 《电力设备》2018年第23期论文;