針對熱電裝置汽輪發電機組真空度低的原因進行排查，分析認為循環水中淤泥太多，慢慢引發凝汽器換熱器效果下降，導致汽輪發電機組真空度低，進行處理后狀況有了很大改善。

　　天脊煤化工集團股份有限公司熱電車間汽輪發電機組是完善配套工程， 其主要任務是向高壓蒸汽管網提供高壓蒸汽，同時向電網送電。汽輪機型號CC25-10.0 / 4.02 / 0.7，帶有6 段抽汽。其中第一、第四段為可調整抽汽，分別進入中壓和低壓蒸汽管網。第二、第三、第五、第六段為不可調整抽汽，其中第二、第三段抽汽分別進入2# 高壓加熱器和1# 高壓加熱器加熱鍋爐給水。第五、六段抽汽分別進入1# 低壓加熱器和2# 低壓加熱器加熱凝結水。乏汽則排入凝汽器，通過與循環水換熱冷凝成水，由冷凝液泵升壓后經過軸封加熱器、1# 低壓加熱器、2# 低壓加熱器進入除氧器。除氧器中的除氧水用高壓給水泵升壓后經過1#、2# 高壓加熱器供給鍋爐的汽包。

　　2008 年年初，汽輪機排汽缸壓力由-80 kPa 逐漸上升， 特別是7 月、8 月在天氣溫度升高和用電負荷激增的雙重壓力下。真空度最低降到-70 kPa，給設備的安全穩定運行帶來了很大威脅。

1、真空度低的原因排查

　　為確定造成真空度低的原因，自2008 年后幾年中做了大量工作， 對可能影響機組真空度的原因進行了逐一排查。

　　1.1、冷凝器中冷凝汽量增多

　　冷凝器的最大冷凝量發生在純冷凝工況下，這時進入表冷器的排汽量88.07 t / h， 排汽壓力0.005 3 MPa。就本地而言， 真空度應該達到-85kPa。參照近幾年的裝置運行數據，排汽量一直低于80 t / h，可以排除冷凝汽量增多這一因素。

　　1.2 中、低壓抽汽量低

　　熱中、低壓抽汽量增多可以減少排入表冷器中的排汽量，對提高真空度有利。從裝置報表可以看出，中壓抽汽量在50～60 t / h，低壓抽汽量在10～20 t / h，投入抽汽以后凝汽器的真空度要比純冷凝工況高，可以排除中低壓抽汽量低的因素。

　　1.3、凝汽器熱水井液位高

　　熱水井液位太高會淹沒部分換熱器的銅管，使換熱器換熱面積減少，造成真空度降低，這一現象以前曾經發生過。利用2008 年機組停車檢修機會在遠傳儀表的對面增加1 臺磁翻板就地液位計，與其他2 臺遠傳液位計對照比較，方便準確監視熱水井液位。通過監測可以確定液位正常。

　　1.4、循環冷卻水系統異常

　　從歷年對換熱器的檢查來看， 凝汽器銅管里的淤泥確實比較嚴重， 還有加藥時帶入的塑料袋等雜物和冷卻塔填料。每年5 月大修完以后到第二年4 月期間， 水阻逐漸上升， 循環水量逐漸降低， 冷凝器循環水水阻由原來40 kPa 上升至140kPa。尤其是在2010 年搶修以后，冷凝器循環水水阻在2 個月之內就上升至80 kPa，比前幾年水阻上升的速度要快得多。為此開啟備用循環水泵，使循環水量由原來5 800 t / h 增加到6 300 t / h，并且對循環水系統進行加藥剝離、系統置換，但真空度沒有變化，仍然維持在-76 kPa。熱電裝置東北600m 處是水泥廠和火炬系統，灰塵會不可避免的進入冷卻水系統， 日積月累不斷增多。通過在循環水系統加藥口處加裝格柵等手段減少了水中的雜物量。所以大氣中灰塵進入冷凝器沉積可能是造成真空度低的原因。

　　1.5、真空系統嚴密性

　　真空系統嚴密性變差漏入空氣量增大是造成機組真空度變差的常見原因， 凡是與真空系統連接的負壓系統漏汽都可能影響真空度。

　　1) 檢查包括真空度破壞閥、低壓缸后軸封、六段抽汽法蘭及1# 號低壓加熱器液位、射水抽氣器系統、負壓系統密封水量、軸封供氣系統、負壓系統法蘭、焊口、填料等，均未發現有明顯漏氣地方。

　　2009 年11 月做了真空系統嚴密性試驗，測量值小于0.33 kPa / min(DL / T 932—2005《凝汽器與真空運行維護導則》中對真空系統嚴密性要求： 小于100 MW 機組真空度下降速度不大于0.4 kPa /min)，所以真空系統嚴密性是合格的。

　　2) 真空系統嚴密性還可以通過監視冷凝液含氧量來確定(美國熱交換器學會標準規定汽輪機冷凝液中氧含量小于42μg / L 為合格，小于14μg /L 為良好，小于7 μg / L 為優等)。本裝置凝結水含氧量是7μg / L，所以真空系統沒有大量空氣漏入，嚴密性合格。

　　3) 從冷凝器端差來看，在換熱器清洗完裝置剛開起來時，冷凝器端差為2.5℃，滿負荷真空度最高達到-85 kPa。但是隨著運行時間延長，特別是到第二年5 月、6 月時逐漸下降到-75 kPa，最嚴重情況發生在2010 年， 真空度最低達到-69 kPa，冷凝器端差達到17.2℃。

　　4) 從熱水井打出的冷凝液指標(表1)看出，各監測項目都在控制范圍內，循環水漏入量很小。

表1 冷凝液水質指標

　　以上綜合分析得出初步結論： 冷凝器的真空系統嚴密性良好，換熱器換熱效率降低，蒸汽側不會結垢，管程有淤泥或者結垢的可能性較大。

2、理論推算

　　問題最明顯集中到冷凝器列管傳熱系數降低上，需要采集一些實測數據(表2)和設計數據(表3)進行對比，進一步驗證。

表2 2009 年1 月8 日實測數據

表3 冷凝器主要參數

　　2.1、總熱量

　　忽略熱量損失，總熱量就是循環冷卻水帶走的熱量。根據傳熱計算公式：

Q=cm△t

　　式中：Q—總傳熱量，kJ / h；c—比熱容，水的比熱容是4.187 kJ / (㎏·℃)；m—循環水流量，t / h；△t—循環冷卻水升溫，℃。

　　△t= 520/m1，m1為冷卻倍率，冷凝1 kg 排汽所需要的冷卻水量，對于本機組，選取最大冷凝量，即88.07 t / h，m1= 5 400/88.07 =65.87，△t=7.9℃。

　　設計工況和實際工況的傳熱量：Q設計=53 291 205.6WQ實際=49 239 120W

　　2.2、總傳熱系數的計算

　　根據凝汽器傳熱計算公式：

Q=KA△t

　　式中：K—總傳熱系數，W/ (m2·℃)；A—傳熱面積，m2；△t—傳熱平均溫差，℃。

　　因為是粗略計算，忽略由于塑料袋、填料、淤泥堵塞而造成傳熱面積減少的因素，傳熱面積A是一定的。在凝汽器中，排汽沿冷卻表面冷凝過程中的溫度不變，而循環冷卻水在流動過程中溫度是逐漸升高的，所以傳熱溫差在不同的地方是不相同的。對于蒸汽在凝汽器中的放熱過程可用對數平均溫差進行計算：

　　式中：△t′—冷卻水溫升，℃；δt—傳熱端溫差，對于本機組取5.5℃。

　　由上式可以分別計算出設計工況和實際工況下的對數平均溫差：

△tm 設計=8.87℃

△tm 實際=17.36℃

　　在確定傳熱負荷和傳熱平均溫差以后， 就可以計算出在設計和實際兩種工況下傳熱總系數：

K 設計=3 004.0W/ (m2·℃)

K實際=1 418.2W/ (m2·℃)

　　從計算結果可以看出， 實際傳熱系數只是設計傳熱系數的47.2%。傳熱系數的倒數是熱阻，本機組蒸汽側很干凈，不存在結垢的現象，這可以從冷凝液水質和檢查結果看出， 只有循環水側存在結垢或者淤泥的可能， 導致整個傳熱過程的熱阻增大。

3、檢查處理結果

　　2011 年5 月10 日搶修以前，真空度已經下降到-69 kPa， 被迫通過加大中壓和低壓抽汽量來維持運行， 以減輕凝汽器的負荷， 造成機組漏汽增大，汽耗升高。利用5 月3 d 搶修時間檢查和清洗了冷凝器的管程，管子里面的雜物和淤泥很多。使用爬槍進行清除， 但是發現管子內壁上仍覆蓋著一層薄薄的水垢，使用爬槍清理不下來，為了防止爬槍損壞管子，只好暫時停止清理，冷凝器封頭復位。在隨后的汽輪機開車過程中發現，真空度與停車以前沒有大的變化，維持在-75 kPa，裝置仍然處于一種很不經濟和危險的狀態。

　　利用年度檢修20 d 的檢修時間更換了凝汽器南側的管子，清洗了北側的管子，并且加裝膠球清洗裝置。機組開車以后，在與停車前同等負荷下，真空度達到了-85 kPa，狀況有了很大改善，發電汽耗較檢修前下降1.4 kg / kWh。

4、結束語

　　本次機組真空度低的原因是由于循環水中淤泥太多，慢慢引發的凝汽器換熱器效果下降。真空度降低排汽溫度升高， 反過來又促使凝汽器管子里面結垢。在以后工作中對真空要進行重點監測，加強循環水水質的管理，用好膠球清洗裝置，避免類似情況出現。