【文章內容簡介】 因為影響因素多樣 ,沒有不要在現(xiàn)場全部考慮 ,反過來 ,從滑壓曲線的產生理論可以得出，滑壓實際上是追求最佳的閥位。而最佳閥位就是閥點，而閥點已經測試出來了，只要運行人員發(fā)現(xiàn)在滑壓條件下閥位偏移，可適當調整主汽參數(shù)，保持閥點就可以了。 在機組閥位確定后，保持閥位不變進行變負荷試驗，能保證機組高壓缸效率保持不變，機組的高壓缸效率與閥位存在固定的關系，汽輪機的閥位決定了主汽壓力 。 討論機組最優(yōu)運行閥位要比討論機組最優(yōu) 滑壓 更有價值，在線確定汽輪機的最優(yōu)運行閥位要比汽輪機廠家推薦的或電廠自定的滑壓運行曲線更具實用意義。 。 理論 計算表明 ， 在 （ 熱平衡圖 ） 設計條件 下 ， 主蒸汽壓力為主導因素 ， 即進汽度越小 ， 經濟性越好 ， 最經濟的運行模式為 “ 最小部分進汽度下 ” 的滑壓運行 ，即 “ 二閥滑壓 ” 運行 。 一般 采用四閥結構三閥方式的噴嘴調節(jié)汽輪機 ,提供的典型配汽特性曲線 滑壓運行模式可用四閥 、 三閥 、 二閥滑壓運行 。 主汽壓力最優(yōu)就是在主汽壓力和汽機調門開度中總能找到一個使機組熱耗率最小的主汽壓力值問題 。 對于汽機 和 回熱系統(tǒng) 及 給水泵組效率特性一定的條件下的火力發(fā)電機組 ， 其主汽壓力 （ 即主汽壓力 P0與機組負荷 Ng之間的對應關系 ） 是由高壓調門開度 Cv決定的， 其主汽壓 P0尋優(yōu)實質為尋找和確定 “ 最佳滑壓閥位 ” 問題 。 ? 質 為確定 “ 最佳滑壓閥位 ” 問題 滑壓控制線 （ 即主汽壓力 P0與機組負荷 Ng、 主蒸汽流量 Qg） 之間的對應關系是由調門開度 Cv決定的 。 由此而將主汽壓滑壓尋優(yōu)明確為： 尋找和確定 “ 最佳滑壓閥位 ” 。 并且 “ 最佳滑壓閥位 ” 在滑壓區(qū)間的上滑點和下滑點之間基本固定 ，由于調門開度決定著汽輪機的運行特性 ， 因此與以 “ 最佳主汽壓力 ” 為目標的傳統(tǒng)尋優(yōu)方法相比 ， 閥點尋優(yōu)對象更為明確和固定 。 機組負荷 Ng主蒸汽流量 Qg 、 主汽壓力 P0以及調門開度 Cv三者之間的關系： Vg CPQ ?? 0 該公式的實用意義 不同的滑壓主汽壓力控制線對應不同的汽輪機閥位 ， 根據(jù)不同控制線之間的效率差異 ， 確定最佳的滑壓控制線 。 ? (1) 提高了尋優(yōu)結果精度； ? (2) 減少了因試驗誤差而帶來的滑壓控制線畸變問題； ? (3) 減少了因設備及熱力系統(tǒng)在制造 、 安裝和運行工況與設計的隨機差異和系統(tǒng)內漏 、 背壓等不確定因素及抽汽供熱偏差帶來的汽輪機汽耗率特性變化問題； ? (4) 當機組在 “ 最佳滑壓閥位 ” 運行出現(xiàn)熱耗異常 ， 可隨時對設備及熱力系統(tǒng)效率和存在問題進行診斷 ， 可以從 閥門特性 、 通流特性 、 熱力系統(tǒng)特性等方面 減小和消除與設計的偏差 ， 徹底轉變傳統(tǒng)滑壓理論和試驗方法以分析 、 測量和計算機組實際技術條件與設計的差別 ， 得到修正的滑壓曲線的技術理念 。 “ 線與線 ” 之間性能比較的方法 ， 與傳統(tǒng)的 “ 點與點 ” 性能比較方法相比 ， 優(yōu)化后的方法： 理論上 ， 在已知汽輪機閥門特性 、 汽輪機通流特性 、 熱力系統(tǒng)特性的情況下 ， 能夠精確給定滑壓曲線 ， 但這是完全設計條件下得來的理論曲線；因制造誤差 、 安裝及機組隨機狀態(tài)變化和環(huán)境影響， 事實上大多數(shù)汽輪機組都不在設計工況下運行 ， 設備 、 參數(shù) 、 系統(tǒng) 、 環(huán)境條件的任何偏差都會造成最佳效率點的偏離 。 ? “閥點 ” 滑壓 理念更易 實現(xiàn)自動尋優(yōu)控制 ? 的局限性 對應某一運行條件 ， 在一定的可行主蒸汽壓力范圍內 ， 存在使機組熱經濟性最優(yōu)的初壓值 ， 稱為機組熱耗率 q最小時所對應的主蒸汽壓力值 ， 即最優(yōu)初壓值 ， 其實質就是在主蒸汽壓力和汽輪機調門開度中找到一個機組熱耗率最小值 。 最優(yōu)初壓的概念 最優(yōu)壓力尋優(yōu)方法 的局限性 國內普遍將汽輪機 進汽量 與 進汽壓力 最優(yōu)匹配的滑壓運行參數(shù)優(yōu)化問題歸結為求解機組在不同負荷工況下的機組熱耗率最小值所對應的主蒸汽壓力問題，即主蒸汽壓力尋優(yōu)問題，大體可分為理論尋優(yōu)、試驗尋優(yōu)兩類，因汽輪機組的在不同的工況下，其熱耗率和汽耗率與汽輪機缸效率、蒸汽初參數(shù)、再熱減溫水、回熱系統(tǒng)、凝汽器背壓、給水泵小汽輪機功耗、廠用汽量變化、系統(tǒng)內漏等因素相關。 由于主蒸汽流量一般由汽輪機第一級壓力生成 ， 同時設計的條件下汽輪機 汽耗率 與汽輪機 負荷 存在一定的非線性 ， 特別是當機組背壓 及 再熱減溫水量 變化后 ， 機組負荷與主汽流量的關系會發(fā)生顯著的變化 ， 同時存在冬季供暖和夏季高背壓和工業(yè)用汽等工況 。 1000MW空冷機組在 800 MW時背壓變化范圍為 7～ 43 KPa， 設計背壓 8kPa， 主汽流量變化范圍為 2400～ 2960t/h， 如果只按照 1條滑壓曲線控制主汽壓力 ， 在負荷相同 、 背壓不同時 ， 調閥開度會發(fā)生很大的變化 ， 顯然達不到良好的節(jié)能效果 ， 以機組負荷變化進行主汽壓力控制的滑壓控制方式不能保證機組實際滑壓運行的經濟性 。 國內滑壓曲線一般采用冬夏兩條曲線 ,夏季曲線主汽壓力高于冬季曲線 ,其物理實質為汽耗率增加 , 通過 汽壓偏置補嘗 汽耗率增加造成調門增大 ， 保持 “最佳滑壓閥位 ” 實現(xiàn) 主汽壓 與 進汽量 最優(yōu)匹配 . 最優(yōu)壓力尋優(yōu)方法 的局限性 舉例分析 理論研究表明 ， 采用四閥結構 、 三閥方式配汽方式 300 1000MW汽輪機 組 采用滑壓運行方式時 ， 調節(jié)閥全開或部分調節(jié)閥全開時 ， 機組運行最為經濟 。 因此機組最優(yōu)滑壓參數(shù)僅僅是有限個可選參數(shù)之中的一個 ， 只要對這些通過理論計算及可行滑壓參數(shù)進行試驗比較 ， 即可確定滑壓參數(shù)的最優(yōu)值 。 在所選擇的 2個負荷點上 ， 分別選擇全關最后 1個和 2個調節(jié)閥時的機組壓力為參數(shù) ， 進行熱力性能試驗 ,確定相應負荷點及壓力下機組熱經濟性指標 (如熱耗率 )。 ? 大型汽輪機滑壓運行尋優(yōu)方法研究， “閥點”控制更易實現(xiàn) 一般而言 ， 對于 若全關最后 1個調節(jié)閥 （ 3閥滑壓 ） 機組熱耗率 高 于全關最后 2個調節(jié)閥 （ 2閥滑壓 ） 機組熱耗率 ， 則機組在部分負荷滑壓運行時選擇全關最后 2個調節(jié)閥運行；否則選擇全關最后 1個調節(jié)閥運行選擇 3閥滑壓 。 合理的滑壓曲線關鍵在于 單調門 最佳閥位點的確定和技術實現(xiàn) ? 動力裝置的機爐協(xié)調控制系統(tǒng)是一個復雜的多變量控制系統(tǒng) ， 研究整體的機爐協(xié)調控制系統(tǒng) ， 有助于提高動力裝置的自動化程度和安全經濟運行水平 ， 通過對機爐協(xié)調控制系統(tǒng)特點的剖析 ， 結合汽輪機的 “ 最佳滑壓閥位 ” 控制理念 ， 采取廣義預測控制 （ GPC） 多步預測 ，滾動優(yōu)化和反饋自校正的控制方法 ， 設計了一個基于閥點滑壓控制的機爐協(xié)調系統(tǒng) ， 閥點滑壓自動控制分三步實施 ， 本著 “ 先粗調后細調逐步修正 ” 和 “ 動態(tài)過程 （ 工況 ） 保安全 ， 穩(wěn)定過程 （ 工況 ） 保經濟性 ” 的原則 ， 第一步優(yōu)化協(xié)調系統(tǒng)的燃料和給水指令 ， 使主汽溫度和壓力波動大幅減小 。 第二步利用真空修正主汽壓力設定值 ， 基本消除真空變化對 汽耗率的 影響 。 第三步利用 PID控制回路將汽輪機調節(jié)閥控制在最經濟的閥位區(qū)域 ， 實現(xiàn)最佳閥位精確控制 ,相關的控制策略如圖 3所示 。 ? 11 Ts?負荷定值壓力定值0N Ps()psfx給水流量智能前饋控制器主汽壓力G P C控制器主汽壓力的預測模型?給水流量dFw主汽壓力設定值0P主汽壓力Pt負荷定值0N一次調頻負荷fN給水流量前饋fFw總給煤量Fu汽機閥門開度Tm給水流量前饋fFw總給水流量Fw給煤量智能前饋控制器分離器溫度定值39。T s p分離器溫度T s p負荷定值0N一次調頻負荷fN分離器壓力分離器溫度計算值分離器溫度設定值分離器溫度修正量++Ps p0T s p()t spfx給煤量前饋fFu主汽壓力Pt()fwfx分離器溫度G P C控制器燃水比F W R總給煤量Fu分離器溫