大型汽轮发电机组双背压凝汽器抽真空系统节能改进方案.docx
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大型汽轮发电机组双背压凝汽器抽真空系统节能改进方案
密级
检索号16-100066
浙江省电力试验研究院
科学技术文件
大型汽轮发电机组双背压凝汽器
抽真空系统节能改进方案
二〇一〇年二月
大型汽轮发电机组双背压凝汽器
抽真空系统节能改进方案
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摘要本文针对神华浙江国华浙能发电有限公司B厂两台1000MW超超临界机组以及大唐乌沙山发电有限公司四台600MW超临界机组所配置的双背压凝汽器失去背压差异的问题，开展了分析研究工作，提出了将双背压凝汽器原先的串联式抽真空管路改造为分列、并联式连接方式的解决方案，并对改进效益进行了计算评估。
关键词双背压凝汽器抽真空系统节能改造
1引言
1.1单背压凝汽器和双背压凝汽器
600MW、1000MW等大型汽轮发电机组通常采用两只低压缸、四排汽形式的配置型式，因此需要有两只凝汽器。
若循环水是并列地从母管进入两只凝汽器，又同时流出两只凝汽器后汇入母管，由于流经两只凝汽器的循环水温度是相同的，所以凝汽器压力应该是一致的，称为单背压凝汽器；若循环水首先流经一个凝汽器，待温度提高后再进入第二个凝汽器，由于循环水温度不同，造成凝汽器压力有差异，形成高、低压凝汽器，又称为双背压凝汽器。
浙江省内亚临界、超临界600MW机组除宁海电厂的四台机组采用单背压凝汽器外，其它如北仑、嘉兴、兰溪、乌沙山、乐清等电厂机组都采用双背压凝汽器。
超超临界1000MW机组除北仑三期的两台机组采用单背压凝汽器外，其它如玉环、宁海等电厂机组都采用双背压凝汽器。
1.2典型的抽真空管路布置型式
两只凝汽器工作在不同的循环水温度是双背压凝汽器的必要工作条件，而凝汽器内积聚的空气能否被及时抽出则是保证双背压凝汽器处于正常工作状态的关键因素。
凝汽器抽真空管路和设备的作用就是将凝汽器内的不凝结气体抽出：
在机组启动期间，使凝汽器能在较短时间内建立起真空；在正常运行条件下，维持凝汽器的真空。
根据600、1000MW机组凝汽器的抽真空管路连接方式的不同，大致可以分为以下几种布置型式：
A、分列布置型
高、低压凝汽器分别配备两套100%容量的水环式真空泵组，两只凝汽器的抽空气管路完全独立，四台真空泵采用两运两备的运行方式，称为分列布置型。
北仑电厂从日本东芝公司进口的四台600MW机组就是采用这种分列布置的连接方式。
这种分列布置型式的好处是高、低压凝汽器抽空气系统互不干扰，确保凝汽器内积聚空气能被顺利抽出。
缺点是四台真空泵的投资较多、占用的场地较大，运行耗电量不可节省。
B、并联布置型
这种布置型式往往采用三台真空泵的配置型式，即从高、低压凝汽器内分别接出两根抽空气管路，汇合成一根母管后进入真空泵组。
这种抽空气管路并联布置型式通常适用于单背压凝汽器的抽真空系统，而在北仑发电厂＃2机组双背压凝汽器上也采用了这种布置方式。
其优点是可以节省一台真空泵，管路连接较为简单。
为了实现高、低压凝汽器抽出气（汽）流量的合理分配，必须在高压凝汽器抽空气管路上设置一只孔径合适的节流孔板，用以对高压凝汽器抽出气（汽）混合物进行节流。
C、串联布置型
串联布置型式是指高、低压凝汽器的空气抽出管路采用串联方式，即高压凝汽器的抽空气管路直接接入低压凝汽器中，通过低压凝汽器的抽气管路间接地对高压凝汽器抽气，抽空气母管的末端为三台水环式真空泵。
这种布置方式的抽空气管路大多布置在凝汽器内部，穿出凝汽器之后的管路布置极为简单，可以减少设备投资和所需场地。
但由此带来的问题是：
如何确保高、低压凝汽器内聚集的空气都能彻底抽尽，防止出现空气抽出受阻情况的发生。
1.3国华宁海、乌沙山双背压凝汽器出现的问题
神华浙江国华浙能发电有限公司B厂（以下简称国华宁电B厂）＃5、＃6机组为上海汽轮机有限公司采用德国西门子公司技术生产的1000MW超超临界汽轮机，配套了上海动力设备有限公司生产N-54000型单流程、双背压、表面式凝汽器，三台真空泵为鹤见真空工程（上海）有限公司生产的EVMA250型水环式真空泵，循环冷却水在国内首家采用海水冷却塔冷却。
＃5、＃6机组分别于2009年10月和2009年9月完成168小时满负荷连续运行考核后投入商业运行。
大唐乌沙山发电有限公司四台600MW超临界机组，汽轮机组由哈尔滨汽轮机厂有限责任公司制造，配用哈尔滨汽轮机厂生产的双背压凝汽器，抽真空系统配置三台广东佛山水泵厂生产的水环式真空泵。
四台机组于2006年同一年投产运行。
根据双背压凝汽器的设计功能，这些高、低压凝汽器之间应有1kPa左右的压力差异，然而这些600MW、1000MW机组投产运行后，高、低压凝汽器之间却没有出现压力差异，即失去了双背压的运行特性。
通过试验数据比较后分析认为，其根本原因是机组设计阶段采取了串联式抽真空管路布置方式，导致低压凝汽器内积聚空气的抽出受阻，引起低压凝汽器压力升高至高压凝汽器的压力水平。
抽真空管路串联式布置这一设计缺陷已经造成了这些机组投产以来巨大的运行经济性能损失。
因此，本文将着重对抽真空系统串联连接方式的弊端进行分析，并制定了针对性的改造方案。
2国华1000MW机组凝汽器失去双背压功能的运行状况
国华1000MW超超临界机组在24.5℃设计循环水温度时，高、低压凝汽器设计压力分别为6.7kPa和5.7kPa。
两台机组于2009年9～10月投产后，立即进行机组性能考核试验，在高、低压凝汽器喉部按试验标准的要求各安装了4个试验压力测点，每个压力测点配接1个高精度绝压变送器，用以对凝汽器压力进行精确测量。
在表1中给出了＃5机组性能考核试验期间的凝汽器相关试验参数。
从表1中数据比较可知：
各负荷工况的高、低压凝汽器压力数值十分接近，差异在0.1kPa左右，由此表明机组凝汽器已失去其双背压设计工作特性。
表1：
国华宁电＃5机组考核试验期间各工况凝汽器试验参数
参数名称
单位
THA
（1）
试验
THA
（2）
试验
TMCR
（放空气）
700MW
（放空气）
500MW
（放空气）
试验日期
/
2009-11-1
2009-10-30
2009-11-12
2009-11-13
2009-11-14
发电机输出功率
kW
1046143
1032202
1048059
704544
542650
大气压力
kPa
101.88
101.31
101.34
101.51
101.83
低压凝汽器压力
kPa
5.87
7.25
6.11
4.63
4.50
高压凝汽器压力
kPa
5.93
7.41
6.16
4.56
4.44
高、低压凝汽器压差
kPa
0.06
0.15
0.05
-0.06
-0.06
小汽机A排汽压力
kPa
5.65
7.25
5.92
4.53
4.56
小汽机B排汽压力
kPa
5.70
7.27
6.01
4.55
4.47
小汽机A、B排汽压力差
kPa
0.05
0.02
0.09
0.02
-0.09
凝汽器循环水进口温度
℃
23.05
27.71
22.63
15.53
14.79
凝汽器循环水出口温度
℃
31.94
36.67
31.63
22.47
20.51
高压凝汽器端差
℃
3.82
2.99
4.87
9.02
10.52
低压凝汽器端差
℃
8.46
7.86
9.52
12.26
13.13
在表1中，THA
（1）和THA
（2）试验的高压凝汽器端差约为3～4℃，而低压凝汽器的端差约为8℃，即低压凝汽器的传热性能要明显偏差一些。
表1中TMCR和700、500MW工况试验时，循环水温度是逐步降低的，为使试验背压接近设计值，采用往凝汽器内放入空气的方法来抬高凝汽器压力数值。
从端差数据来看，两只凝汽器的端差都呈现出逐步升高的情况，而低压凝汽器的端差始终比高压凝汽器大3℃左右，反映出低压凝汽器的传热状况始终差于高压凝汽器，由此而怀疑低压凝汽器存在空气抽出受阻的问题。
为了解循环水温度变化、循泵投运台数以及真空泵运行方式改变是否会对高、低压凝汽器之间的压力差产生影响，从DCS历史库中采集了2009年下半年国华宁电＃5机在各负荷工况的凝汽器运行参数进行比较、分析，如下面表2所列。
从表2数据可知，＃5机组在秋季、初冬和冬季三种气温阶段，采取了不同的循泵和真空泵运行组合方式，但经DCS显示偏差修正后的高、低压凝汽器压差均在0.1kPa左右，始终与设计值相距甚远。
表2：
国华宁电＃5机组不同工作条件下的凝汽器参数运行统计表
参数名称
单位
双循双真1000MW
单循双真1000MW
单循单真1000MW
双循双真800MW
单循双真700MW
季节
/
秋季
冬季
冬季
初冬
冬季
日期
/
2009-10-22
2009-12-28
2009-12-28
2009-12-8
2009-12-28
时间
/
22:
15
10:
16
10:
51
21:
11
5:
01
负荷
MW
1001
1004
1005
805
703
DCS低压凝汽器真空
kPa
-95.24
-99.29
-98.89
-96.82
-99.59
DCS高压凝汽器真空
kPa
-95.00
-98.91
-98.61
-96.70
-99.39
DCS高、低压凝汽器压力差
kPa
0.24
0.38
0.28
0.12
0.20
偏差修正后的凝汽器压差
kPa
0.02
0.16
0.06
-0.10
-0.02
真空泵A电流
A
232.2
229.4
226.2
0.0
222.9
真空泵B电流
A
240.6
230.7
0.0
240.8
234.2
真空泵C电流
A
0.0
0.0
0.0
230.1
0.0
循泵A电流
A
641
614
614
643
617
循泵B电流
A
623
0
0
626
0
备注：
为排除DCS显示偏差带来的影响，将THA工况热耗率考核试验期间的运行数据与试验数据进行了比对，确定DCS显示的高、低压凝汽器之间压力差偏高约0.22kPa，所以在表中给出了“偏差修正后的凝汽器压差”。
3乌沙山600MW机组凝汽器失去双背压功能的运行状况
乌沙山电厂600MW超临界机组在20℃海水温度下的设计高、低压凝汽器压力分别为4.4kPa和5.4kPa。
四台机组在投产之后相当长的运行时间内，两只凝汽器之间没有明显的压力差异。
在下表3中列出了＃2、3、4机组抽真空系统改造前于2008年3月13日上午收集的满负荷工况运行数据。
从表3中数据可以看出，三台机组高、低压凝汽器之间的压力差异很小，低压缸A、B排汽温度十分接近，反映出这些机组的凝汽器都已失去双背压运行功能。
另外，从表3中的凝汽器运行端差数据可以看出，三台机组冬季工况的高压凝汽器端差约为8～10℃，而低压凝汽器的端差高达15～18℃，由此表明低压凝汽器内部出现了较为严重的传热恶化状况。
表3：
乌沙山＃2、3、4机组满负荷工况凝汽器运行数据摘录
运行工况
//
#2机
#3机
#4机
日期
//
2008-3-13
2008-3-13
2008-3-13
时段
//
8:
45~9:
15
8:
45~9:
15
8:
45~9:
15
机组负荷
MW
598.8
600.2
599.2
低压缸A排汽温度
℃
34.06
32.01
35.07
低压缸B排汽温度
℃
35.05
32.94
35.11
低压凝汽器循环水进水温度
℃
9.72
9.70
9.46
高压凝汽器循环水出水温度
℃
27.05
23.54
25.26
循环水总温升
℃
17.34
13.84
15.80
按平均温升折算低压凝汽器出口温度
℃
18.38
16.62
17.36
低压凝汽器真空
kPa
-96.7
-97.2
-96.7
高压凝汽器真空
kPa
-96.1
-97.2
-96.3
低压凝汽器压力（由排汽温度折算）
kPa
5.34
4.76
5.65
高压凝汽器压力（由排汽温度折算）
kPa
5.64
5.02
5.66
高、低压凝汽器压力差异
kPa
0.30
0.26
0.01
高压凝汽器端差
℃
8.00
9.40
9.85
低压凝汽器端差
℃
15.68
15.39
17.71
4双背压凝汽器抽空气系统连接方式分析
乌沙山电厂四台600MW超临界机组的凝汽器抽真空系统的空气管路连接方式如下图1所示。
每台机组配置三台水环式真空泵，正常运行时可两运一备或一运两备。
从图1中可以看出，高、低压凝汽器的抽空气管路是连通的。
从现场实际布置情况来看，两只凝汽器的抽空气管通过两根Φ219×6的管道串联在一起，两根抽空气连通管上各设有一块节流孔板，以限制高压凝汽器内抽出过多的空气（蒸汽）流量。
图1凝汽器抽真空管路串联式连接示意图
对图1的串联式管路连接方式进行分析后认为，由于高、低压凝汽器的抽空气管汇接在一起，在汇接点处的压力是相同的。
在高、低压凝汽器存在一定压力差情况下，若未能在高压凝汽器的空气抽出管路中采取有效的限流措施，就会出现高、低压凝汽器之间抽空气（蒸汽）量的不均衡问题，从高压凝汽器内抽出的气（汽）混合物相对较多，压制了低压凝汽器内积聚空气的抽出，导致低压凝汽器出现传热恶化、运行端差加大的情况，只有低压凝汽器压力上升至接近高压凝汽器压力时，两只凝汽器的气（汽）混合物抽吸量才能达到新的平衡。
由此可知，由于高、低压凝汽器抽空气管采用串接方式，而两凝汽器抽空气连接管上设置的节流孔板尺寸偏大，起不到足够的限流效果，因而容易造成低压凝汽器内空气抽出受阻。
国华宁电1000MW机组高、低压凝汽器抽空气管路连接方式与其类似，区别在于高压凝汽器抽空气管路直接引至低压凝汽器抽空气区域，由低压凝汽器抽空气管路间接地对高压凝汽器抽空气。
从凝汽器实际运行情况分析来看，同样存在着采用了串联式抽空气管路的弊端，即高、低压凝汽器之间抽空气（蒸汽）量并不均衡，低压凝汽器积聚的空气抽出不畅。
根据以上的原因分析，要恢复低压凝汽器的正常运行状态，实现双背压凝汽器的运行功能，必须对现有的抽空气管路布置状况进行改造。
5乌沙山600MW机组凝汽器抽空气系统改造方法与效果评价
2008年3月13日下午，在乌沙山电厂有关领导的安排下，浙江电试院技术人员与发电部、设备部专工对凝汽器抽空气系统改造方案进行了初步讨论。
鉴于当时乌沙山四台机组在雪灾后刚刚恢复运行，没有较长时间停机检修机会的客观情况，拟定了将高、低压凝汽器之间抽空气管路中节流孔板尺寸改小的改造方案，设想通过对高压凝汽器中的气（汽）混合物抽出流量进行限流，相应地增加低压凝汽器内抽出的空气流量，从而改善低压凝汽器内的传热状况。
2008年下半年至2009年，乌沙山电厂利用不同机组的临（小）修机会实施了改小节流孔板孔径的改造，经过几次摸索和尝试，最后将节流孔板孔径减小至Ф75mm左右，同时在高、低压凝汽器之间的空气连通管上外接出一个小旁路，增加了一个手动阀以方便调节。
在下表4中，列出了＃2、3、4机组实施改造之后的凝汽器运行参数。
从表4中数据可知：
三台机组的高、低压凝汽器之间压力差有不同程度的增加，尤其是＃2机已经达到了1kPa左右的设计压力差。
将表4中这些机组改造后的端差数据与表3中改造前相应的端差数据进行比较后可知，由于季节变化的因素，高压凝汽器的端差下降约3～4℃，而低压凝汽器运行端差却大幅度下降约8～9℃。
由此表明，尺寸改小后的节流孔板已产生明显的节流效应，使低压凝汽器内积聚的空气能较为顺畅地抽出，因而改善了低压凝汽器的传热状况，并在高低压凝汽器之间建立了一定的压力差。
从表4中＃3、4机的运行数据来看，＃3、4机高、低压凝汽器压力差为0.6～0.7kPa，与设计值相比尚有一定的差距。
另外，从三台机组的低压凝汽器运行端差比高压凝汽器普遍偏大的情况来分析，乌沙山600MW机组的低压凝汽器压力应该还有进一步降低的潜力。
表4：
乌沙山＃2、3、4机抽气管路节流孔板更换后的凝汽器运行数据
运行工况
//
#2机
#3机
#4机
日期
//
2009-9-8
2009-9-3
2009-9-8
时段
//
10:
20~11:
10
14:
15~15:
15
10:
20~11:
10
机组负荷
MW
598.961
576.273
593.185
低压缸A排汽温度
℃
41.79
41.87
41.76
低压缸B排汽温度
℃
44.11
43.44
43.22
低压凝汽器循环水进水温度
℃
29.72
29.88
29.46
高压凝汽器循环水出水温度
℃
39.12
39.13
38.07
循环水总温升
℃
9.40
9.24
8.61
按平均温升折算低压凝汽器出口温度
℃
34.42
34.50
33.77
低压凝汽器真空
kPa
-93.06
-93.35
-93.22
高压凝汽器真空
kPa
-92.18
-92.17
-92.37
低压凝汽器压力（由排汽温度折算）
kPa
8.12
8.15
8.11
高压凝汽器压力（由排汽温度折算）
kPa
9.16
8.85
8.75
高、低压凝汽器压力差异
kPa
1.04
0.70
0.64
高压凝汽器端差
℃
4.99
4.32
5.15
低压凝汽器端差
℃
7.37
7.36
7.99
6分列、并联式抽空气管路的改进方案
乌沙山电厂600MW机组凝汽器抽空气系统的改造保留了原先串联式连接的结构特点，仅采用改小节流孔板的改造措施，取得了一定的成效，但由于节流孔板的孔径事先无法准确预估，同时也无法根据机组变负荷、循环水温度、流量改变等凝汽器变工况运行因素而对节流孔板作出动态调整。
再考虑串联式抽空气系统中一旦出现某只凝汽器出现漏空气时，将会对另一只凝汽器的抽空气造成影响的连累效应等因素，所以采取更换节流孔板的改造方案并不是十分完善的。
有必要在下一步改造计划中，改变抽空气管路的连接方式。
为此，拟将乌沙山电厂600MW机组以及国华宁电1000MW机组的高、低压凝汽器抽空气管路连接方式从图1所示的串联式改为下图2所示的分列、并联式。
图2凝汽器抽真空管路分列、并联式连接示意图
在图2中，高、低压凝汽器之间的抽空气管路连接已被切断，高压凝汽器的抽空气管路直接穿出凝汽器外壁，接至真空泵组，由此实现高、低压凝汽器抽空气管路的单独抽吸。
采取这种分列、并联式抽空气管路连接方式，高、低压凝汽器内积聚空气都能被顺畅抽出，而且可以确保两只凝汽器在任何变工况运行条件下，都处于正常的工作状态。
另外，通过靠近真空泵组处新加装两只气动隔离阀的切换操作，同样可以实现真空泵组的两运一备、一运两备等多种运行方式。
在节能运行方式下仅投一台真空泵时，可采用关小高压凝汽器抽真空母管隔离阀的措施，对高压凝汽器内空气（蒸汽）抽出流量进行适当地控制与调整，确保两只凝汽器满足双背压运行要求。
综合考虑以上各项实际运行需求后总结认为：
与更换节流孔板孔径的改造措施相比较，采取分列、并联式抽空气管路连接方案是一项较为彻底的改造措施。
实施这一改进措施涉及的设备费用和工作量均不大，在原有设备基本不变情况下，仅需增加高压凝汽器单独抽真空管道、三只手动隔离阀，以及用于真空泵切换操作的两只气动隔离阀。
凝汽器抽空气管路采用分列、并联方式时，真空泵可采用如下运行方式，并设置相应的运行控制逻辑：
1）、正常运行时，真空泵A、C分别对低压凝汽器、高压凝汽器抽真空，B泵为备用，真空泵出口母管联络阀（气动隔离阀）全关。
2）、当一台运行真空泵故障时，备泵B自启，并同时联锁开启故障泵侧的联络阀。
待故障泵消缺后恢复正常运行方式。
3）、如采用节能运行方式（即单泵运行），可手动开启“节能方式”开关（需增设），两只联络阀自动开启。
此时真空泵联锁逻辑可采用原逻辑，三台泵可实现互备。
此时需通过手动调整高压凝汽器抽空气母管隔离阀满足双背压运行要求。
4）、当两台运行真空泵均故障时，“节能方式”开关自动开启，并联锁开启两只联络阀。
7节能改进效益估算
实施以上改进方案后，必定能彻底消除乌沙山电厂四台600MW机组、国华宁电B厂两台1000MW机组低压凝汽器压力不合理升高现象，预期可以恢复高低压凝汽器的设计双背压功能。
若能对国华宁电B厂两台1000MW机组进行改造，使低压凝汽器压力降低1kPa左右。
即每台机组的凝汽器平均背压可以降低0.5kPa。
根据1000MW机组凝汽器压力变化对机组效率影响的试验结果可以推算得出，机组效率提高幅度将超过0.35％，由此使机组供电煤耗率下降幅度在1g/kWh以上。
以两台机组年发电量120亿度来估算，全年可以节省1.2万吨左右标准煤。
当前到厂标准煤价格按每吨820元/吨考虑，则两台机组抽真空系统节能改进后，每年可节省燃料费用达984万元，经济效益十分可观。
同样地，若对乌沙山电厂四台600MW机组进一步实施凝汽器抽空气管路改为分列、并联连接方式的改造，使低压凝汽器压力进一步降低0.4kPa左右。
则机组平均排汽背压降低0.2kPa。
根据制造厂提供的汽轮机排汽压力变化对机组热耗率修正曲线，可以查知影响机组效率降低约0.16%，折合机组供电煤耗率下降幅度在0.5g/kWh左右。
以四台机组的年发电量为142亿度来计算，则每年可以产生节省标煤量约0.7万吨，到厂标准煤价格按每吨820元/吨计算，折算得到节省发电燃料成本约574万元，经济效益也较为显著。
这两家电厂的600MW、1000MW机组提高运行效率后，由于同样发电负荷的燃煤量可以减少，因此每年可产生减少二氧化碳排放量等“减碳排放”的良好社会效益。
为此，建议两家电厂尽快实施抽空气管路的分列、并联式改造措施，彻底消除机组基建阶段遗留的凝汽器双背压功能失去问题，从而获得最大的经济收益和社会效益。
附录1：
国华宁电B厂＃5机组168小时满负荷试运的DCS真空系统运行参数图
附录2：
国华宁电B厂凝汽器双背压改造研讨会会议纪要
会议纪要
会议名称
宁电B厂凝汽器双背压改造研讨会议纪要
签发
会议时间
2010年1月28日
纪要编号
主持人
吴文健
会议地点
国华宁电B厂生产楼1楼2号会议室
记录整理
张超
参加人员
详见附页
纪要：
本次会议由浙江电科院吴文健主持，主要围绕宁电B厂＃5、＃6机组投运后高、低压凝汽器之间无明显压力差异，即失去了双背压运行特性的问题展开了研讨。
首先由浙江电科院包劲松介绍了双背压凝汽器的工作特性及其抽真空管道布置方式等，并针对宁电B厂两台1000MW超超临界机组以及大唐乌沙山发电有限公司四台600MW超临界机组所配置的双背压凝汽器失去背压差异的问题，开展了分析研究工作，提出了将双背压凝汽器原先的串联式抽真空管路改造为分列、并联式连接方式的解决方案，并对改进效益进行了计算评估。
（具体方案见附页
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