S109FA机组凝汽器压力异常分析与处理

2021-07-09薛志敏吴文青陈志军

燃气轮机技术 2021年2期

薛志敏，熊波，吴文青，陈志军

(中山嘉明电力有限公司，广东中山 528403)

燃气轮机发电机组作为一种新型、环保的能源动力机械，在我国已有多年发展历史。其装机容量不断发展壮大，以启停快、易调峰、效率高、节能环保等优点，逐步在国家电力能源结构中占据一席之地，并成为国家能源变革的主力军。S109FA燃气-蒸汽联合循环机组有一台燃气轮机、一台汽轮机、一台余热锅炉、一台发电机同轴布置组成，标准工况下额定出力390 MW，汽轮机出力约占联合循环机组出力的三分之一。

凝汽器是火电机组的重要辅机，在电厂热力循环中起着举足轻重的作用，其运行状况恶化将直接引起汽轮机排汽压力上升，机组热耗、汽耗增大，出力下降，危害机组的安全运行。凝汽器真空每恶化1 kPa，便会造成机组热耗升高约0.8%，因此凝汽器的正常运行对火电厂的安全、经济的运行有着重要的影响[1]。凝汽器真空取决于冷却水进水温度tw1、冷却水温升Δt以及传热端差δt。李建刚[2]等提出了与凝汽器传热端差相对应的临界冷却水量的概念，得出了凝汽器传热端差和冷却水量的关系特性。旷仲和[3]建立了以汽轮机凝汽器端差替代清洁因数的解析算法，推导了相关参数对凝汽器端差的影响并建立了修正计算方法。江宁[4]等提出凝汽器水侧清洁系数及汽侧空气量系数应当通过实测凝汽器总体传热系数与实测具体凝汽器在标准工况下的标准传热系数的比较求出。文中通过凝汽器热力模型建立凝汽器三区特征因子，通过定量分析凝汽器压力升高时三区特征因子快速得出凝汽器压力升高的原因，为检修判断提供参考方向。

1 凝汽器热力模型

1.1 凝汽器压力

在凝汽器汽侧内，蒸汽是在汽侧压力对应的饱和温度下凝结[5]。在一定的冷却面积下，在主凝结区蒸汽的凝结温度ts为：

ts=tw1+Δt+δt

(1)

Δt=tw2-tw1

(2)

式中：tw1为循环水入口温度，℃；tw2为循环水出口温度，℃；Δt为循环水温升，℃；δt为凝汽器的传热端差，℃。

通过式(1)计算出主凝结区的凝结温度后就可求出该温度相对应的饱和蒸汽压力ps，也就确定凝汽器压力pc。

1.2 循环水温升

根据凝汽器内传热的热平衡方程，凝汽器汽侧蒸汽在凝结时放出的热量应等于循环水吸收的热量，即：

Q=4 187×Dw×Δt

(3)

Δt=Q/(4 187×Dw)

(4)

式中：Q为凝汽器的传热量，kJ/h；Dw为进入凝汽器的循环水量，t/h。

可以看出，循环水温升与凝汽器的传热量、循环水量有关，在凝汽器传热量一定时，可通过控制循环水量改变循环水温升进而达到调整凝汽器压力的目的。在相同凝汽器传热量下，当循环水量增大时，循环水温升下降，凝汽器压力pc将降低，此时机组的经济性将有所提高，但是循环水量增加需要厂用电增大。

1.3 传热端差

根据凝汽器传热方程有凝汽器汽侧蒸汽凝结时，循环水吸收的热量为：

Q=A×k×Δtm=4 187×Dw×Δt

(5)

式中：k为凝汽器的总体传热系数，kJ/(m2·h·℃)；A为循环冷却水管外表面总面积，m2；Δtm为蒸汽与冷却水之间的平均传热温差，℃。

由于空冷区传热面积很小，一般可假设蒸汽凝结温度ts沿冷却面积不变，而用冷却水的对数平均温差代替平均传热温差[5]，则：

Δtm=[(ts-tw1)-(ts-tw2)]/ln[(ts-tw1)/(ts-tw2)]=Δt/ln[(Δt+δt)/δt]

(6)

δt=Δt/(ek×A/(4 187×Dw)-1)

(7)

可以看出，传热端差与传热系数、冷却面积、传热量和循环水量有关。对于已投运的机组而言，凝汽器冷却面积已定，在一定的蒸汽负荷和循环水量条件下，传热端差的大小主要取决于传热系数，而传热系数与凝汽器内积存空气量、凝汽器两侧表面的清洁程度有关。当抽气设备工作不正常或真空系统严密性差，将会使凝汽器内积存空气量增多，并在冷却表面形成部分气膜，妨碍传热，使传热端差升高；凝汽器两侧表面结垢或脏污会妨碍传热，引起传热端差升高。

1.4 传热系数

考虑到凝汽器汽侧放热系数的确定十分复杂及相对空气含量的变化，目前，凝汽器总体传热系数k根据实验和理论分析得到的经验公式进行计算。通常使用的计算公式为：

k=14 650×Φ×Φw×Φt×Φz×Φd

(8)

(9)

(10)

Φz=1+(z-2)/10×(1-tw1/35)

(11)

(12)

单位时间内在单位面积上冷凝的蒸汽量，称为单位热负荷，即：

dc=Dc/A

(13)

(14)

凝汽器单位面积蒸汽负荷的临界值为：

(15)

1.5 相对传热指数

由凝汽器压力确定的计算式可以看出，在循环水入口温度tw1一定时，影响凝汽器压力的主要因素可以通过循环水温升Δt和传热端差δt表征出来。为更好地分析凝汽器压力变化的影响因素，定量分析特征因子循环水温升Δt和传热端差δt的变化趋势，结合式(7)传热端差计算式定义循环水温升Δt和传热端差δt比值的关系为相对传热指数ε：

ε=ek×A/(4 187×Dw)=Δt/δt+1

(16)

2 凝汽器三区特征因子

对于已投运的某S109FA机组而言，其凝汽器的传热面积、管材、管径、流程、管子数量等结构特性均已经固定，凝汽器相关参数见表1。根据凝汽器热力模型可知决定机组运行中凝汽器压力的主要因素有：(1)循环水入口温度，某S109FA机组循环水采用开式循环，循环水入口温度由环境决定；(2)循环水量，它决定了循环水温升，由循环水泵的运行方式决定；(3)凝汽器的总体传热系数，其主要取决于传热面的脏污状况以及汽侧的空气聚集情况。由凝汽器热力模型知凝汽器特征因子有：循环水温升、传热端差、相对传热指数。为了高效分析凝汽器压力升高的故障所在，根据凝汽器工质将凝汽器分成热源区、空气区、冷源区进行分析，其实热源区和空气区同属凝汽器汽侧，并对凝汽器三区特征因子采用凝汽器热力模型进行定量分析。

表1 某S109FA机组凝汽器相关参数

2.1 热源区

凝汽器热源区主要是指进入凝汽器汽侧的热量，主要包括低压缸排汽携带的热量，与凝汽器相连的疏水扩容器、旁路系统、疏水系统携带的热量。凝汽器压力影响因素较多，为定量分析热源区变化的特征因子，将空气侧正常、循环水温度25 ℃、清洁系数0.9作为定性条件，采用凝汽器热力模型对某S109FA机组凝汽器热源区变化时特征因子进行计算并曲线化，见图1、图2。由图1可得，相同热负荷下，循环水温升与循环水流量成反比，传热端差随循环水流量变化影响较小；相同循环水流量下，循环水温升和传热端差与热源区同向变化且随热负荷变化而线性变化，循环水温升与热负荷变化成正比，传热端差也与循环水温升成正比。由图2可以看出，相同循环水流量下，相对传热指数随热负荷变化保持基本不变；相同热负荷下，相对传热指数随循环水流量增加而下降。

图1 热源区特征因子(温升、传热端差)变化趋势

图2 热源区特征因子(相对传热指数)变化趋势

2.2 空气区

凝汽器空气区是指与凝汽器汽侧相连的管道及仪表阀门、低压缸轴封系统、抽气设备系统等。这个区域主要是凝汽器汽侧积存的空气含量，不凝结空气的存在增加了壳侧的传热热阻，在管道表面形成一层气膜，从而降低了传热系数，传热端差上升。一般情况下，凝汽器内空气主要来源于凝汽器负压系统严密性差导致外界空气吸入凝汽器、抽气设备工作性能不正常导致空气抽不完在凝汽器聚集。当凝汽器内空气量增大，此时空气分压力提高，蒸汽分压力降低，从而凝结水产生过冷。在凝汽器热源区和冷源区正常下，空气区异常的特征因子表现为循环水温升和传热端差都增大，一般情况下空气区异常的传热端差增大趋势要比热源区异常的传热端差增大趋势大，很可能伴随着凝结水过冷度增大和凝结水含氧量增大。机组运行中，当出现凝汽器真空下降，若同时凝结水过冷度增大，则可首先从空气区查找原因，应检查凝汽器的空气严密性和抽气设备的工作性能。

2.3 冷源区

凝汽器冷源区是指凝汽器循环水侧的冷源，主要影响因素包括进入凝汽器的循环水量、循环水虹吸效果、凝汽器循环水侧的清洁程度、循环水入口温度等。对于凝汽器循环水采用开式循环的机组而言，循环水入口温度是不可控，随着江河水温度变化而变化；而进入凝汽器循环水量主要受循环水泵运行方式及凝汽器二次滤网的堵塞程度影响。

凝汽器冷源区影响因素较多，为定量分析冷源区各主要影响因素变化的特征因子，将空气侧正常、80%额定热负荷、清洁系数0.9作为定性条件，采用凝汽器热力模型对某S109FA机组凝汽器冷源区循环水入口温度、循环水量变化时特征因子进行计算并曲线化，见图3。由图3可以看出，相同循环水入口温度下，传热端差随循环水量增大而增大，而相对传热指数随循环水量增大而下降；相同循环水量下，传热端差随循环水入口温度增大而抛物线下降，而相对传热指数随循环水入口温度增大而抛物线上升；传热端差抛物线下降最低值的循环水入口温度随循环水量增大而增大，相对传热指数抛物线上升最高值的循环水入口温度随循环水量增大而增大。将空气侧正常、80%额定热负荷、循环水温度25 ℃作为定性条件，采用凝汽器热力模型对某S109FA机组凝汽器冷源区循环水侧清洁系数、循环水量变化时特征因子进行计算并曲线化，见图4。由图4可以看出，相同清洁系数下，传热端差随循环水流量增大而略有增大，相对传热指数随循环水量增大而下降；相同循环水量下，传热端差随清洁系数增大而下降，相对传热指数随清洁系数增大而增大。

图3 冷源区特征因子随循环水温、循环水量变化趋势

图4 冷源区特征因子随清洁系数、循环水量变化趋势

综上所述，在空气区和冷源区正常下，凝汽器热源区的特征因子表现为循环水温升和传热端差与热源区同向变化且随热负荷变化而线性变化，相对传热指数随热负荷变化保持基本不变；在热源区和冷源区正常下，凝汽器空气区的特征因子表现为循环水温升和传热端差增大，传热端差增大趋势较热源区大，凝结水过冷度增大和凝结水含氧量增大；在热源区和空气区正常下，相同循环水温时，传热端差随循环水量增大而增大，而相对传热指数随循环水量增大而下降，传热端差随清洁系数增大而下降，相对传热指数随清洁系数增大而增大。

3 凝汽器压力升高

3.1 凝汽器压力升高分析

某S109FA机组2020年7月运行中出现凝汽器压力升高的异常现象，收集凝汽器压力正常与异常相关运行数据并经三区特征因子处理后见表2。其中2018年4月25日和2018年8月1日凝汽器压力正常，其余4组为凝汽器压力异常时的相关运行数据。着手运用凝汽器三区特征因子对凝汽器压力升高的异常现象结合表2相关数据进行如下分析：(1)凝汽器压力异常时首先通过凝汽器压力的饱和温度与低压缸排汽温度比较进行分析判断凝汽器压力变送器正常；(2)机组负荷320 MW时，凝汽器压力正常与异常时的循环水温升分别是8.5 ℃、8.8 ℃，而凝汽器压力正常与异常时的传热端差分别为2.7 ℃、8.0 ℃，这与空气区的特征因子循环水温升和传热端差增大不一致，且凝汽器压力异常时检查真空泵运行正常，增开一台真空泵运行时凝汽器压力未有变化，做凝汽器真空严密性试验合格，则可确定空气区异常不是造成凝汽器压力升高的主要原因；(3)机组负荷320 MW凝汽器压力正常与异常时循环水温升基本一致，凝汽器压力异常时传热端差达8.0 ℃与正常2.7 ℃比增大约2倍，与热源区异常现象“相同循环水流量下，循环水温升和传热端差与热源区同向变化且随热负荷变化而线性变化，循环水温升与热负荷变化成正比，传热端差也与循环水温升成正比”不一致，相对传热指数分别是4.17、2.1与热源区特征因子“相对传热指数随热负荷变化保持基本不变”不一致，且检查与凝汽器相连的疏水扩容器、旁路系统、疏水系统正常，则确定热源区异常不是造成凝汽器压力升高的主要原因。

前述已排除空气区和热源区是造成凝汽器压力升高的原因，至此可以确定冷源区异常是造成凝汽器压力升高的原因。然而冷源区影响因素较多，需进一步分析确定造成冷源区异常的主要因素，进而快速处理凝汽器压力升高的异常现象，保证机组安全经济运行。从表2可以看出：(1)在负荷320 MW、循环水泵运行方式一致时，凝汽器压力正常与异常时的循环水温升基本一致，而传热端差分别为2.7 ℃、8.0 ℃与冷源区特征因子“传热端差随循环水量增大而增大”不一致，即可排除循环水量异常；(2)循环水入口温度都为29.8 ℃，传热端差分别为2.7 ℃、8.0 ℃与“循环水入口温度一定，在空气区正常、热负荷和循环水量一定时传热端差不变”不一致，则可排除循环水温度对传热端差的影响；(3)凝汽器压力正常与异常时的传热端差和相对传热指数分别是2.7 ℃、4.17和8.0 ℃、2.1 ℃，与冷源区清洁系数的特征因子“传热端差随清洁系数增大而下降，相对传热指数随清洁系数增大而增大”相关。

表2 凝汽器压力正常与异常相关运行数据

至此，通过定量分析凝汽器压力正常与异常时的凝汽器三区特征因子，确定冷源区循环水侧表面清洁系数低是凝汽器压力升高的主要原因。由80%循环水量和相对传热指数为2.1结合图4可知，凝汽器压力升高时的循环水侧表面清洁系数约为0.4，这与凝汽器清洁系数设计值0.9相差大，说明凝汽器钛管脏污程度严重。

3.2 清洁系数低处理

通过前面分析确定循环水侧表面清洁系数低是凝汽器压力升高的主要原因，运行人员增加凝汽器胶球清洗次数、时间以及每次清洗的胶球数量，发现凝汽器压力未有改善，继续检查，凝汽器两侧胶球清洗系统运行正常，进一步检查测量胶球直径26 mm小于凝汽器钛管直径28.575 mm，导致胶球清洗系统未能起到良好的冲刷效果。

在机组停机备用期间，检修打开凝汽器循环水侧，发现钛管脏污程度严重，这佐证了前面的凝汽器三区特征分析。经过检修使用高压水对凝汽器钛管进行冲洗，干净后机组应电网需求启动运行，凝汽器相关运行参数见表3，凝汽器钛管清洗前后及凝汽器压力正常的传热端差、相对传热指数曲线，见图5。

图5 凝汽器压力正常与异常传热端差、相对传热指数变化

图5中2019年7月27日、2020年8月1日、2020年9月11日的曲线分别表示凝汽器压力正常、凝汽器钛管脏污、凝汽器钛管清洗后的传热端差、相对传热指数变化。从表3可以看出，凝汽器钛管清洗后相同负荷下凝汽器压力恢复较为正常；从图4和图5有，2019年7月27日、2020年8月1日和2020年9月11日凝汽器的清洁系数分别约0.8、0.4和0.68，这说明凝汽器钛管冲洗后清洁系数有所好转，但离清洁系数正常值还有一点差距，需进一步采取规格合适的胶球进行凝汽器胶球清洗。