核电机组真空系统技术改造效果不明显的分析及改进措施

任明华

【摘 要】在核电机组的运行中，凝汽器的真空受到如凝汽器热力特性、循环水流量、抽真空系统运行效率等多种因素影响，而凝汽器真空的高低将直接影响机组的热效率和经济性。为了提高在运电站经济效益，本人所在电站曾将抽真空系统的工作水冷源部分改为空调冷冻水进行冷却，但实施后效果不明显，本文就此现象进行了理论分析和现实验证，指出由于冷源仅部分修改为冷冻水后真空泵运行出力不均衡是导致改造效果不佳的主要原因，并给出了改进措施，预期可以达到较好的经济效益。

【关键词】核电;真空;运行优化;改进措施

【Abstract】During the nuclear power plants operation， the vacuum of condenser is affected by many factors， such as the thermal performance of condenser， circulating water flow， vacuum-pumping system efficiency. The condenser vacuum level will directly affect the thermal efficiency and economy of the plant. In order to improve the economic benefit of power plant in service， The cold source of vacuum system pump had changed to the chilled water for cooling， but the effect is not obvious， this paper analyzes in theory and reality， pointing out that because the cold source is only partially modified for chilled water ， and gives the improvement measures. It can be expected to achieve better economic benefit.

【Key words】Nuclear power; Vacuum; Operation optimization; Improvement measures

0 背景

在运电站的经济效益的提高，必须研究真空系统运行的优化。只有当真空严密性良好和真空泵出力正常时，能够将漏入凝汽器的空气量全部抽出，则对凝汽器传热系数几乎不会产生影响。当漏入空气量增加或真空泵出力不足时，漏入凝汽器的空气量大于真空泵抽出的空气量，空气量将在凝汽器内积聚，空气浓度增加，使得总体传热系数K下降，严重影响机组热效率和发电出力。因此有必要分析影响抽真空系统运行效率的影响因素，并研究改善提高措施。

1 水环真空泵工作原理及运行效率分析

CP650机组采用NASHTC11型水环真空泵作为抽真空设备。水环真空泵凭借着运行经济、结构独特、工作安全可靠、寿命长、维修工作量小、操作安全、简便等优点，被电站广泛采用。

图1 水环真空泵的工作原理

Fig. 1 principle of water ring vacuum pump

1-水环;2-吸气口;3-排气口;4-泵体;5-叶轮.

1-water ring;2-suction;3-exhaust;4-pump body;5-impeller.

水环真空泵是以泵转动部分的机械作用排除泵体内的气体为理论基础的。其工作原理如图1：叶轮偏心安裝在注有适量工作水的泵体内，当带有若干叶片的转子旋转时，由于离心力的作用，注入泵体内的水被甩到泵体四周形成水环，叶轮轮毂与水环表面之间也形成月牙形空间。转子每旋转一周，转子上相邻两叶片与水环间所形成的密闭空间均做由小到大、由大到小的反复性变化。当空间由小变大时，产生真空，经进气口吸入气体：由大到小时，产生压力，气体被压缩并通过排气口排出。由于每个相邻叶片与水环所构成的空腔均处于不同的容积变化过程，因此当转子旋转时，泵的吸排气过程均是连续、不间断过程。

水环真空泵性能的影响因素：

CP650核电机组冷端系统配置的抽气设备是NASHTC11型水环真空泵，其在P=3.34kPa，工作水温15℃时对应的抽气能力为1150-2150ft3/min、64.3-120.2kg/h。其性能曲线如图2。

图2 水环式真空泵性能曲线

Fig. 2 Nash hytor performance curve

图3 实际真空泵性能曲线

Fig. 3 The actual pump performance curve

影响水环真空泵运行性能的因素主要有：工作水进口温度、吸入压力、抽汽气混合物温度、工作水流量、抽气介质和真空泵转速等。当水环真空泵各参数发生变化时，特别是工作水进口温度和抽气温度，真空泵的工作性能将发生极大变化。图3为实际真空泵的运行性能曲线，可以看出：实际真空泵性能曲线与规定条件下的真空泵性能曲线差别很大，必须对其进行修正。工作水温度升高、吸入口压力降低、抽气温度升高等都将降低真空泵的抽吸能力，反之亦然，且上述因素之间多相互影响。工作水温度是影响真空泵性能的主要因素，它不受凝汽器和抽气设备状态的影响，只取决于其冷却系统的工作性能。因此可以通过降低工作水温度来提高真空泵性能。

2 抽真空系统工作水温优化运行

CP650核电机组真空系统的真空泵，取自SER水，采用常规岛闭式冷却水SRI对其进行冷却。在机组运行初期，连续数个循环内冬季工况，凝汽器氧含量超标.具体现象是随着冬季气温的降低，二回路凝结水溶解氧含量呈此续升高的趋势，氧含量达到了60PPb左右，严重偏离技术规范对二回路水质的要求。

为了查找凝结水氧含量超标原因，2005年1月运行人员尝试对CVI泵出口冷却器温度进行调节（对分离器进行换水），结果显示溶解氧出现了较明显的下降，图4为1月28日8：45对2CVI泵分离器换水引起的溶解氧变化图（10：00结束）。图5为1月28日19：00 1SRI水温调低（影响CVI泵出力）引起的凝结水溶解氧变化图。

图4 2#机凝结水溶解氧变化图（1/28/2005）

Fig. 4 The unit 2 variations of dissolved oxygen in

condensation water（1/28/2005）

图5 1#机凝结水溶解氧变化图（1/28/2005）

Fig.5 The unit 1 variations of dissolved oxygen in

condensation water（1/28/2005）

原因在于真空泵冷却水最初采用混合以后的闭式冷却水SRI，在冬季的温度一般维持在26度左右。通过SRI水冷却后的真空泵工作水温度一般是在30度，故真空泵内工作水的温度大约在33度左右，这样真空泵吸入口真空仅有5.0kPa。这样的抽吸能力在夏季凝汽器真空约8-9kPa的工况下不会有问题;但在冬季，凝汽器内由于循环水温过低导致汽轮机排汽过度冷却形成的真空值高达2-3kPa，这样真空泵抽吸不凝气体的能力就很低，甚至可能导致空气反向流向凝汽器，最终导致凝汽器内不凝气体集聚，不凝气体分压增加，表现为凝结水氧含量超标。为此实施了技术改造，将真空泵冷却水改自SRI111VD下游，未经旁路混合（冬季温度一般为14-15度），这样真空泵在冬季的工作水温可降至20度，对应的吸入口真空可达2.3kPa，完全满足冬季对真空泵不凝气体抽吸能力的要求。

这虽然解决了冬季凝结水氧含量偏高的问题，但是对于夏季循环水高温运行工况，由于真空泵热交换器SRI侧入口温度可达30℃，出口温度为35℃，工作水温度一般为38-40℃，其吸入口真空为6.6-7.4kPa，而此时凝汽器真空值一般为8-9kPa，虽然可以满足要求，但抽吸压力不足、真空偏低，严重影响机组热效率。

为了进一步改善夏季机组真空偏高问题，工程上的常用方案：使用冷冻水作为冷却水源、更换冷却器提高换热效率等。由于更换热交换器需论证设备的匹配性，且不易于实施，本文将重点分析使用冷冻水作为冷却水源的可能性。

表1 技改前后真空泵运行数据

Tab.1 Improved vacuum pump running data

由于机组实际上仅对CVI301PO进行了改造（该项改造现已拆除），从上表数据可以看出，这就带来了以下问题：

1）2005年2月，2SRI技改尚未实施，CVI301PO使用SES冷却为7℃（夏季SES正常投运期间温度略高，为10.5℃）;CVI101PO仍使用混合后的SRI水冷却（27℃），其运行工况接近夏季运行工况，其吸入口极限压力为5.26kPa。由于CVI301PO吸入口在工艺回路上处于抽气总管的最上游，并且其吸入口压力远低于另外一台运行泵，这就使得大量的不凝结气体和水蒸汽的混合物吸入CVI301PO，几乎所有的水蒸汽凝结的汽化潜热释放到CVI301PO工作水中，301PO热交换器的温升达15.1℃，而101PO热交换器温升仅为2.2℃。根据上表数据进行计算，可以看出CVI301PO的出力或抽吸效果非常好，K1值达到了3.699，而101PO的K1值为负值，说明其对凝汽器真空的维持并无贡献，若其吸入口逆止阀故障的话还有可以能反吸空气至凝汽器。但即使如此，在试验运行期间，仅单台泵采取SES冷却，凝汽器真空仍旧提高了2kPa，凝汽器排气温度也降低到30℃左右，这说明降低工作水温的有效性。

2）查询系统手册知SES系统运行参数如下：供水母管压力为0.32MPa（低于SRI出口0.6MPa的压力），供水设计流量100T/h，压缩机组功率2×17kW，夏季载荷一般保持87%，出水温度10.5℃。在夏季各变风量机组启动使用SES冷冻水后，直接导致用于抽真空系统的SES冷冻水流量不足（2005年运行期间曾因DVM使用SES冷冻水导致冷冻水流量不足，最终切换回SRI冷却）。另外，2005年试验运行期间主要在冬季，凝抽气中水蒸气含量远低于夏季运行工况，夏季凝汽器内乏汽冷凝不足，也使得大量的水蒸气冷凝在抽吸效果较好的CVI301PO。这两方面原因导致夏季工况CVI301PO工作水温持续升高，最终接近另外一台运行泵，对真空的改善提高作用严重下降。

3）在实施真空泵SRI冷却水切换至111VD下游技术改造后，由于冬季海水温度较低（最低7℃左右），板式热交换器后SRI冷却水温（约12℃）接近SES冷冻水温（7-8℃）。故在实施技术改造后，冬季使用SES冷冻水冷却凝汽器对真空提升效果变得不明显。由于冷源改造为SES冷冻水的运行经验仅为2005年冬季，并且目前该改造已经拆除，已也无法确认夏季所有真空泵冷源均由SES冷冻水冷却对真空提高的效果大小。

4）如三台真空泵均改为SES冷冻水冷却，则需计算SES冷却量和冷却流量是否足够。计算如下：当前SES冷冻机组通过四个RC130模块化单元冷水机组组成，其中每个单元制冷量为 130 kW，共计520kW。当前夏季真空泵运行需要的冷量Q=mC△t=56.25×994.2×4.178×7=454.3kW，SES系统需求冷量为Q=mC△t=100×999.8×4.194×2.5=291.2kW，因此真空泵使用SES冷冻水后为总冷量为Q=Q+Q=745.5kW，已超过当前压缩机冷量极限，因此需要技改增加压缩机冷却量。若保证真空泵冷却流量需求84.4m3/h，仅余15.6m3/h用于DVM变风量机组运行，假设不进行改造增加SES冷冻水流量将导致DVM变风量机组进出水温升达到16.03℃（当前温升为2-3℃），这将导致各通风房间温度上升12-14℃，嚴重影响常规岛配电盘运行，因此同样需要技改增加SES冷冻水的流量。

5）假设对SES系统实施上述技改后，将三台真空泵的冷源均切换至SES冷冻水进行冷却（流量满足设计要求28.123m3/h），那么可以分析如下：

目前夏季真空泵热交换器温升为7℃，假设换热量变化不大，则切换为SES冷却后可以计算出热交换器出口温度为17.5℃，进而可以计算出真空泵内工作水温约24℃（对应饱和压力为2.98kPa）。相比上表中当前夏季机组真空泵约39℃的工作水温（对应饱和压力为7.0kPa），工作水温影响抽吸能力系数分别为、，抽吸能力增加接近五倍。而系數与工作水温无关。系数只能试验数据给出，但根据上述理论分析中曲线可知，在6-9kPa范围内，抽吸气体为汽气混合物系数效果明显。综合上述分析，理论上应可明显改善机组真空2-3kPa，进而大幅提高机组热效率，大大提高机组发电能力。

从上述分析可知，建议在实施SES技术改造增加冷却流量及制冷量后，将CVI真空泵冷却水全部切换至SES冷冻水，来验证其对真空的改善作用。从同类火电机组运行经验看，一般至少可以提高真空1-2kPa，从而大大提高机组热效率。

3 结束语

通过上述分析可知，在所有真空泵采用SES冷冻水代替SRI闭式冷却水对工作水进行冷却优化方案后，应可提高凝汽器真空1-2kPa左右。大型汽轮机每增加1kPa真空降低汽耗率1.5%，则发电机出力可以提高1-2%，取中间值1.5%，则全年以6个月计算，1.5%×1.5%×650MW=14.625MW，发电量增加63180MWh。由此可以看出，在在运电站实施上述改进措施后，将显著提高在运核电站机组运行效率，增加发电收益。

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[责任编辑：杨玉洁]