朱寶森劉彬劉尊平孫光玉
（華電濰坊發電****）
摘要：超臨界660mw機組所配備的凝汽器採用雙背壓型式，設計兩側背壓值相差1.0 kpa。
在實際執行中發現兩側背壓差最大0.3kpa，造成雙背壓凝汽器的優勢沒有發揮出來。通過現場試驗發現，雙背壓凝汽器達不到設計要求的原因主要是抽空氣管道存在問題，由於高低背壓凝汽器抽空氣管路採用串聯布置方式，導致高背壓凝汽器抽空氣排擠低背壓抽空氣，造成低壓凝汽器抽空氣不能達到設計要求，真空值偏低，高、低背壓凝汽器背壓差值偏低，降低了系統經濟性。
關鍵詞：雙背壓凝汽器；端差；真空；串聯方式；併聯方式； 抽空氣
一、機組凝汽器及抽氣系統現狀
（一）、某公司一台超臨界660mw汽輪機為四缸四排汽機組，配備型號為n40000-1型凝汽器。凝汽器型式為雙背壓、雙殼體、單流程、表面式。凝汽器抽空氣管道現場布置採用串聯方式，設計迴圈水溫度為20℃，高、低背壓凝汽器設計壓力分別為4.
4/5.4kpa,設計端差為5.321/4.
96℃。
低背壓凝汽器汽側凝結水通過三根管道排入高壓側凝汽器，以使該部分凝結水利用高背壓凝結水回熱，減少過冷度。迴圈水分兩路，依次進入低背壓凝汽器迴圈水入口→出口→高背壓入口→出口。
雙背壓凝汽器配備三颱50%容量，200evma型水環式真空幫浦，真空幫浦轉速590r/min、極限真空度為3.3kpa。設計冷卻水採用開式迴圈冷卻水，工作介質補水採用閉式迴圈冷卻水。
（二）、自機組投運以來，一直是單真空幫浦執行，凝汽器真空嚴密性在0.18kpa/min以下，雙背壓凝汽器執行背壓差在0.3kpa左右，遠遠小於設計值1kpa，雙背壓凝汽器的優勢一直沒有發揮出來，系統經濟性降低。
表1 凝汽器部分執行引數
根據609.54 mw負荷所採集的執行資料，由設計凝汽器凝結水溫度計算公式，計算理論背壓差值為：
ts=tw1+t+δt（ts背壓對應下的飽和溫度；tw1冷卻水進水溫度；t冷卻水溫公升；δt凝汽器端差）
= tgw1+t/2+δt=21.6+（32-21.6）+5=37℃，對應壓力為6.28kpa
= tdw1+t/2+δt=21.6+（32-21.6）/2+5=31.8℃，對應壓力為4.7kpa
由於雙背壓凝汽器兩側熱負荷基本一致，而迴圈水量一樣，所以按照迴圈水溫公升的一半來計算單側凝汽器迴圈水溫公升。由於該凝汽器投入時間較短，進行過同樣的檢修清理，端差均取為5℃進行計算。
從計算結果可以看出，高、低背壓凝汽器對應壓力為6.28/4.7kpa，理論真空相差1.
58kpa。但現場的高、低真空相差95.89-95.
52=0.37kpa，實際差值顯示偏小。
（三）、凝汽器真空是由大量蒸汽凝結成水造成凝汽器內部空間急劇縮小形成的，而為了維持一定的真空，需要用真空幫浦將系統漏入的空氣和部分蒸汽帶入的不凝結氣體吸走。如果凝汽器抽空氣系統工作不正常，將導致真空系統異常，由道爾定律可知，當凝汽器內部空氣量增多時，則空氣對應的分壓力增大，蒸汽對應的分壓力減小，真空降低。
考慮高、低背壓凝汽器真空差值沒有達到設計值，判斷為抽空氣系統存在問題，直接導致凝汽器內部不凝結氣體增多，使真空降低，達不到應有的真空值，導致兩側背壓差達不到設計要求。
二、運**況分析
（一）、現場實際抽空氣管路的布置為高低背壓凝汽器抽空氣分別引出兩根管道，接入一根抽空氣母管，然後接入真空幫浦。具體系統連線方式如圖一所示：
圖一目前凝汽器抽空氣管道的連線方式
該種連線方式存在兩個問題：一是真空幫浦距離凝汽器較遠，高、低背壓凝汽器抽空氣管路阻力不一致，抽吸力可能有所差別。但該種原因導致抽吸力不一致的問題可以方便的更改，例如，將抽空氣口更改到抽空氣母管的中部，排除了由於管線長度不一造成的不同阻力。
二是雙背壓凝汽器共用一根抽空氣母管，由於抽空氣口壓力不一致，將導致抽空氣母管在低背壓側抽空氣口的壓力達不到設計抽空氣壓力，使低壓側抽吸力不夠。該連線系統好比揚程不一樣的兩台離心幫浦採用併聯方式，必然導致揚程高的幫浦將揚程低的幫浦「憋住」，致使低背壓（低揚程）凝汽器內部的空氣抽吸量不夠，漏入的空氣沒有及時抽出，導致空氣分壓力增大，真空偏低。該種原因導致執行中高低背壓達不到設計差值的可能性較大。
（二）、 2023年08月，針對凝汽器抽空氣系統進行了兩次試驗，第一次試驗情況如表二：
表二試驗資料記錄一
第一次試驗，維持機組負荷不變，單循幫浦及單真空幫浦執行方式，將高壓側抽空氣門全部關閉，高壓側真空由93.54 kpa最高降低到92.19 kpa；低壓側真空由93.
68kpa，最高上公升到95.05kpa，總共上公升了1.37 kpa；全開兩側抽空氣門，恢復正常執行方式後，關閉低壓側抽空氣門，高壓側真空幾乎不變化。
本次試驗說明，由於高背壓凝汽器抽空氣將低背壓抽空氣「憋住」，導致低背壓凝汽器不凝結氣體增多，真空值偏低；低背壓抽空氣對高背壓抽空氣沒有影響。
第二次試驗，維持機組負荷不變，維持單迴圈水幫浦執行方式不變，共開啟兩台真空幫浦，維持執行5分鐘，高背壓真空為95.18kpa公升高為95.185kpa，低背壓真空由95.
30kpa 公升高到95.48kpa。
試驗資料說明，開啟兩台真空幫浦後，高低背壓凝汽器真空變化很小，公升高值均在0.2kpa以內，並且高背壓凝汽器真空在試驗前後幾乎保持不變，而低背壓真空值公升高了0.18kpa，高低背壓凝汽器背壓值差增大0.
18 kpa。該試驗資料說明，不通過更改管道布置方式，僅開啟真空幫浦，無法消除系統缺陷：「高背壓（高揚程）「憋住」低背壓抽空氣，雙背壓凝汽器背壓偏差達不到設計值」。
表三試驗資料記錄二
三、改造方案論證
（一）、串聯方式：該種方式需要對凝汽器內部的抽空氣管路進行有別於併聯方式的改動，對內部的抽空氣管路進行優化布置，減少高低背壓抽空氣的相互影響方可以實現抽空氣系統的串聯執行方式。
另外，不進行內部抽空氣管路的優化，對外部凝汽器抽空氣系統進行改進的串聯設計也還有兩種，一是採用節流孔板，但由於凝汽器兩側真空嚴密性、環境溫度及具體抽吸空氣量等實際值與設計值差異，較難適應不同條件下對高、低背壓凝汽器的抽吸空氣要求；二是有些電廠在抽空氣管路上加入一路調節閥，用來調節高背壓凝汽器抽空氣量，減少對低背壓抽空氣造成的排擠，該種改造方式較簡單。但需在真空幫浦的選型時，予以保證真空幫浦幹空氣的抽吸量大於系統設計所需抽吸幹空氣量。
查汽輪機設計說明書，該超臨界汽輪機主機排汽量1293.29 t/h，按照美國傳熱協會（hei）標準，查得凝汽器理論應抽乾空氣量為81.65kg/h。
因此，如果採用單台真空幫浦抽吸，則單台幫浦的抽吸幹空氣量應大於81.65kg/h。查真空幫浦設計說明書，單台真空幫浦設計工況下抽乾空氣量為60kg/h，小於所需抽乾空氣量81.
65kg/h，所以單台真空幫浦無法滿足系統的抽吸幹空氣量要求，必須在執行中開啟兩台真空幫浦，方能滿足系統漏入空氣的抽吸要求，維持機組較高真空。
（二）、併聯方式：併聯方式是高、低背壓凝汽器抽空氣單獨抽吸，這樣可以很好的避免由於兩側真空不一致導致高、低背壓抽吸能力的相互影響。
目前凝汽器併聯抽吸方式有兩種，一種設計院設計成四台真空幫浦，兩對一的抽吸方式。再一種就是通過對現場抽空氣系統進行改造，達到裝置經濟執行要求。
該公司擬進行改造後系統連線情況如圖二所示：
圖二改造後抽空氣管路
（三）、改造後系統運**況如下：
將高、低背壓凝汽器抽空氣母管加裝高、低背壓抽空氣聯絡門，正常執行和a\c幫浦同時故障時，此中間聯絡門關閉；在抽空氣聯絡門前開口，新接一路母管至a真空幫浦；將原抽空氣管路通過加裝的隔離門隔離，該路和c真空幫浦的連線保持不變；b真空幫浦分別通過兩根管路接入高、低背壓凝汽器抽空氣管分別備用。
在a真空幫浦故障情況下，開啟備用幫浦b真空幫浦；如果a\b真空幫浦故障時，開啟中間聯絡門，由c幫浦承擔抽吸雙背壓凝汽器的任務，為a\b真空幫浦留出檢修時間。如果b\c幫浦故障，同樣開啟中間聯絡門，由a幫浦承擔抽吸雙背壓凝汽器的任務。如果a\c幫浦故障，同樣由b幫浦承擔雙背壓凝汽器的抽吸任務，但此時中間聯絡門不開啟。
四、預期改造後效果
系統改造後，預期高、低背壓凝汽器背壓差可提高至1kpa，平均真空提高0.5kpa，根據汽輪機製造廠提供的背壓與熱耗的修正曲線。
在60%負荷下，凝汽器真空1kpa影響3g/kwh煤耗計算，可降低煤耗為0.5×3=1.5g/kwh。
考慮增開一台真空幫浦，影響煤耗按照如下公式計算：
按照60%的負荷率，供電煤耗310g/kwh
p真==1.732×380×190×0.86=107.54kw
p真真空幫浦功率 u 真空幫浦電機電壓 i 真空幫浦電機執行電流電壓與電流夾角
折合煤耗107.54/（660000×60%）×310=0.084g/kwh。
節約煤耗為1.5-0.084=1.416g/kwh。
按照單台機組年發電量30億千瓦時，標煤單價680元/噸計算，年節約煤量為1.416×10-3×10-3×30×104×104×680=4248×680=288.864萬元，經濟效益可觀。
五、結語
雙背壓凝汽器在相同的迴圈水流量下，可以獲得可觀的經濟效益，但是由於雙背壓凝汽器抽空氣管路系統設計上存在問題，致使雙背壓凝汽器背壓差無法達到應有的效果，雙背壓的優勢沒有很好的發揮出來，系統經濟性降低。通過以上的分析處理，相信可以達到很好的處理效果。
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