1000MW超超臨界機組凝汽器抽真空系統優化

夏玉芳，劉興和

（廣東惠州平海發電廠有限公司，廣東 惠州 516363）

1 引言

平海電廠1、2號汽輪機為上汽廠引進西門子技術生產的N1000-26.25/600/600型一次中間再熱、單軸、四缸四排汽、雙背壓、凝汽式汽輪機；凝汽器型式為單流程、雙背壓、表面式，冷卻面積51500m2，采用開式循環海水冷卻，設計100%容量冷卻水流量為115373 m3/h；凝汽器抽真空系統采用水環式真空泵，每臺機組配置3臺250 EVMA 真空泵。

2 凝汽器抽真空系統存在的問題及原因分析

2.1 抽真空系統概況

平海電廠凝汽器抽真空系統原設計采用高、低壓凝汽器串聯抽真空方式，如圖1所示。即高壓側凝汽器抽真空管路先引入低壓側凝汽器，與低壓側凝汽器抽真空管路串聯起來后再引入真空泵。串聯抽真空方式的優點是系統簡單，可以減少投資和所需場地。

2.2 存在的問題

雙背壓凝汽器沿循環水的流向分為低壓、高壓凝汽器。相對于單背壓凝汽器，雙背壓凝汽器具有平均背壓低和低壓側凝結水經過高壓側時被加熱等提高機組經濟性的優點。平海電廠2臺1000MW機組額定工況下設計平均背壓為5.75kpa，其中高低背壓為6.35kpa/5.15kpa。然而根據兩臺機組投運2年多的運行記錄，發現在所有運行工況下，高、低壓凝汽器的真空差均很?。s0.1kpa左右），甚至出現高低壓倒掛現象，而且機組的平均背壓也較設計值偏高，由此表明凝汽器已失去其原雙背壓特性。

2.3 原因分析

由于循環冷卻水先經低壓凝汽器換熱后再進入高壓凝汽器，則在循環水量、換熱面積、清潔系數、熱負荷等條件相同下，低壓側凝汽器真空理應比高壓側高。但是串聯抽真空方式相當于給高、低凝汽器汽側之間加裝了一條聯通管，這樣，低壓側凝汽器的背壓必然因聯通管作用而受制于高壓凝汽器的背壓，從而導致凝汽器失去雙背壓工作特性。

3 抽真空系統優化

根據上述分析，導致凝汽器失去雙背壓工作特性的根本原因為原高、低壓凝汽器汽側之間的抽真空管路的聯通管效應。因此，要想實現雙背壓凝汽器的設計特性，必須對原有抽真空管路進行優化改造。

為消除高、低壓凝汽器間聯通管對低壓凝汽器背壓的制約，平海電廠利用大小修的機會對兩臺機組凝汽器抽真空管路進行了改造，將原設計的串聯抽氣方式改為并聯抽氣方式，如圖2所示。即切斷高、低壓凝汽器間原有的聯通管，然后從高、低壓凝汽器內各接出2根抽空氣管路，分別匯合成一根母管后引入真空泵組，在真空泵組處加裝2只氣動蝶閥（分別加在A、B真空泵和B、C真空泵之間）。

系統優化后的控制邏輯修改為：1）正常運行時，真空泵出口母管聯絡閥全關，真空泵A、C分別對低壓凝汽器、高壓凝汽器抽真空，B泵為備用；2）當真空泵A或真空泵C故障停運時，聯啟真空泵B，同時開啟相應的聯絡門；3）當高壓或低壓凝汽器真空低于-88kpa時，聯啟真空泵B，并同時開啟相應的聯絡門。

抽真空管路采用這種分列、并聯式布置后，高、低壓凝汽器之間原有的抽空氣聯通管路被切斷，聯通管效應消除，從而使低壓凝汽器背壓不再受高壓側凝汽器背壓的影響，確保凝汽器在任何變工況運行條件下都能實現其雙背壓的設計特性。另外，通過靠近真空泵組處新加裝2只氣動隔離閥的切換操作，同樣可以實現真空泵組的2運1備、1運2備等多種運行方式。

4 優化改造后效果分析

4.1 優化前后調查

為計算凝汽器抽真空系統優化改造的經濟效益，這里選取改造前后相同的工況條件進行比較計算（要求機組負荷、循環水溫及循環水量等相同）。另外，為排除凝汽器真空嚴密性差異對計算結果的影響，選取的工況還要求真空嚴密性達到良好標準。所以根據機組實際運行情況，分別統計1、2號機組2011年1月-2011年12月（改造前）以及2012年7月-2013年6月（改造后）期間機組負荷為700-800MW、循環水溫為27-29℃，且三臺循環水泵運行時的凝汽器真空，統計平均值見表1、表2。

由統計數據可知，1號機組改造前在機組平均負荷為757MW、循環水平均溫度28.04℃（三循泵運行）時凝汽器平均真空為-93.79kpa，改造后在機組平均負荷為755MW、循環水溫28.08℃（三循泵運行）時凝汽器平均真空值為-94.12kpa；2號機組改造前在機組平均負荷為753MW、循環水平均溫度28.05℃（三循泵運行）時凝汽器平均真空為-93.63kpa，改造后在機組平均負荷為754MW、循環水溫28.07℃（三循泵運行）時凝汽器平均真空值為-93.95kpa。

4.2 優化后節能量計算

根據上海汽輪機廠提供的“背壓變化對煤耗的修正曲線”，得本項目的節能量計算可依據以下理論：

凝汽器真空：=5.75 kpa

機組熱耗：=7343 kj/kw.h

凝汽器真空變化對機組熱耗的修正因子：

式中為凝汽器真空變化量（相對額定工況），，'為機組實際真空。

修正后機組熱耗：

機組供電標煤耗：

因此，根據上述理論條件以及改造前后機組真空的變化情況，可計算優化后的節能量，詳見表1、表2。

由上述計算可知，1、2號機組凝汽器抽真空系統優化改造后，機組供電標煤耗分別降低0.424g/kwh和0.40g/kwh。如兩臺機組年供電按114億度計，則每年可節約標煤4697噸。

4.2 遺留問題分析及下一步工作

由上述分析、計算可知，平海電廠1、2號機組凝汽器抽真空系統優化改造后，其雙背壓設計特性得以實現，機組平均真空也得到提高，節能效果明顯。但是將改造后機組真空值與凝汽器設計特性曲線進行比較，發現凝汽器真空較設計值仍偏離。為此，我們通過分析、排查影響凝汽器真空的幾個主要因素，如1）冷卻水流量及溫度；2）凝汽器熱負荷（機組負荷）；3）凝汽器換熱面積；4）真空嚴密性；5）冷卻管清潔系數；6）真空泵工作液溫度、流量等，確認工作液溫度是制約凝汽器真空的另一大因素。因此，我們下一步工作的重點就是消除真空泵工作液溫度對凝汽器真空的制約。

表1 1號機組抽真空系統優化改造節能效益計算

表2 2號機組抽真空系統優化改造節能效益計算

5 結論

雙背壓凝汽器具有提高機組熱經濟性的優點，但如果抽真空系統設計不合理將會使其失去應有的工作特性。實踐證明，雙背壓凝汽器宜采用高、低壓凝汽器并聯抽真空方式。平海電廠通過對1、2機組凝汽器抽真空系統進行串聯改并聯的優化改造，使機組供電煤耗分別降低了0.424g/kwh和0.40g/kwh，年節約標煤4697噸，節能效果明顯，可供同類型機組參考。另外，影響凝汽器真空的因素還有很多，機組冷端節能潛力還非常巨大，需待我們不斷去挖掘。目前平海電廠還存在真空泵工作液溫度制約凝汽器真空的問題，下一步我們將以此為節能優化重點目標。

[1] 李青,公維平.火力發電廠節能和指標管理技術[M] . 北京:中國電力出版社, 2007

[2] 余鑄忠,于曉龍,李建軍.600MW雙背壓汽輪機抽真空系統優化[J] . 發電設備, 2012(5): 198-200