【文章內(nèi)容簡介】 夏季工況的凝汽器壓力差異約為 ，從圖中曲線比較可以看出，該汽輪機在冬季工況的高壓缸效率明顯偏低于夏季工況，偏低幅度約為 ％。由此可知，在外界環(huán)境條件改變的情況下，凝汽器壓力的大幅度變化，引起汽輪機滑壓運行的調(diào)門開度偏離原先設(shè)計的最佳開度，因而會對汽輪機滑壓運行經(jīng)濟性能產(chǎn)生不利的影響。 大型汽輪機滑壓優(yōu)化策略研究技術(shù)總結(jié)報告 第 12 頁 共 56 頁 350 400 450 500 550 600 650機組負荷, M W高壓缸效率2 0 0 7 年夏季工況 2 0 0 7 年冬季工況 圖 5 一臺 600MW 機組夏季、冬季工況的高壓缸效率變化曲線 熱力系統(tǒng)運行狀態(tài)的偏差影 響 機組熱力系統(tǒng)運行條件的變化通常包括機組對外供熱、鍋爐吹灰、排污以及過熱器、再熱器減溫水的大量投運等汽水工質(zhì)進出熱力系統(tǒng)的狀況，以及加熱器運行狀態(tài)的變化、給水泵等重要輔機的投切等。這些熱力系統(tǒng)運行狀態(tài)的變化會對機組滑壓運行效果產(chǎn)生影響。其中影響最大的當屬對外供熱。隨著節(jié)能減排工作的深入開展，一些電廠根據(jù)周圍熱用戶的實際供熱需求，紛紛將原先單純發(fā)電的火電機組改為抽汽供熱，實現(xiàn)熱電聯(lián)產(chǎn)。目前，最常見的供熱接出方式為冷再熱管道抽汽，這部分供熱抽汽在高壓缸內(nèi)完成做功后就被抽出，而沒有在中、低壓缸內(nèi)繼續(xù)做功，減少了 蒸汽做功量。 汽輪機在增加供熱流量的情況下，若是沿用原先純發(fā)電狀態(tài)的滑壓控制曲線不變，那么根據(jù)公式（ 1）中主汽壓力、負荷與調(diào)門開度這三者之間的關(guān)聯(lián)關(guān)系進行分析后可知，汽輪機必須開大調(diào)門開度才能保證增加進汽流量，由此造成了汽輪機在供熱狀態(tài)下的調(diào)門開度偏離原先的設(shè)計要求。而且供熱抽汽的能級越高、流量越大，對機組滑壓運行方式造成的偏差因素也就越顯著。 以一臺 125MW（改造后為 130MW）機組的實際試驗情況為例，該電廠由兩臺125MW 機組組成，從冷再熱管道抽汽供熱，兩臺機組之間可進行供熱負荷的切換，總體上滿足對外 抽汽約 16t/h 的供熱流量要求。機組原先的優(yōu)化滑壓運行方式是按照不供熱運行狀態(tài)設(shè)置的，在 110MW 負荷以下轉(zhuǎn)入兩閥滑壓運行方式。當一臺機組接帶 16t/h 供熱負荷、并按照原先的滑壓控制曲線運行時，為了同時滿足發(fā)電、供熱的負荷要求，汽輪機進汽流量相應(yīng)增加，原先處于全關(guān)狀態(tài)的＃ 3 高壓調(diào)門也增加開啟至 10％左右，這會引起較大的調(diào)門節(jié)流損失，使機組運行效率也有所降低。由此表明，對外供熱與否確實會對機組滑壓運行狀態(tài)造成一定的影響。 大型汽輪機滑壓優(yōu)化策略研究技術(shù)總結(jié)報告 第 13 頁 共 56 頁 3 滑壓運行優(yōu)化的研究策略 汽輪機運行滑壓尋優(yōu)策略介紹 為了解決大型汽輪機實 際滑壓運行方式受自身工作特性以及外界運行條件改變影響而偏離設(shè)計滑壓性能的問題，我們對省內(nèi) 12 200、 300、 600MW 等各種容量、不同機型的汽輪機開展了大量的試驗研究工作， 通過 對滑壓運行各關(guān)聯(lián)因素的研究，總結(jié)得出了大型汽輪機滑壓尋優(yōu)的一些研究策略。 機組滑壓優(yōu)化的 “總策略 ”是：尋找和確定汽輪機 “最佳滑壓閥位 ”，并以此作為汽輪機滑壓運行的主要控制參量。 從表面上看，機組滑壓控制曲線，反映的是主蒸汽壓力與機組負荷之間的一一對應(yīng)關(guān)系，但由于機組 負荷、主汽壓力以及高壓調(diào)門開度這三者之間存在著相互關(guān)聯(lián)、相互制約的 關(guān)系，所以確定機組最佳滑壓控制曲線的過程， 實質(zhì)就是確定汽輪機高壓調(diào)門開度的合理控制方式。 為了確定滑壓優(yōu)化 “總策略 ”提出的 “最佳滑壓閥位 ”要求，需要通過設(shè)置機組不同滑壓運行方式的試驗負荷工況，采用 “子策略一 ”——直接采用 “滑壓試驗比較法 ”進行不同滑壓運行曲線的經(jīng)濟性能比較試驗，以機組熱耗率結(jié)果差異程度來確定不同滑壓運行方式的優(yōu)劣比較。 在對機組滑壓優(yōu)化試驗參數(shù)和結(jié)果進行分析的過程中，我們總結(jié)得出了滑壓優(yōu)化尋優(yōu) “子策略二 ”——采用 “滑壓耗差分析法 ”進行滑壓運行參數(shù)的匹配尋優(yōu)。這種方法通過對滑壓運行性能相關(guān)的一 些重要運行參數(shù)的耗差分析，以總耗差收益變化情況作為滑壓優(yōu)化的評價依據(jù)，通過試驗實例的比對，這種簡化滑壓尋優(yōu)方法也具有較好的結(jié)果精度。 確定機組滑壓優(yōu)化控制曲線之后，下一步就是將其設(shè)置進入 CCS 控制系統(tǒng)進行實際應(yīng)用。為了消除機組日常運行過程中出現(xiàn)運行參數(shù)調(diào)整、熱力系統(tǒng)運行狀態(tài)改變等因素對機組滑壓運行性能的影響， 我們提出了滑壓優(yōu)化的 “修正策略 ”——即 在機組滑壓優(yōu)化曲線投入運行后，為了保證滑壓優(yōu)化試驗得到的滑壓優(yōu)化方式免受內(nèi)、外運行條件變化的影響， 對機組滑壓運行控制曲線的機組負荷和主汽壓力引入各項修正系數(shù)，用以消 除機組如凝汽器壓力等運行參數(shù)變化以及機組對外供熱等熱力系統(tǒng)運行狀態(tài)等運行變化因素對汽輪機實際滑壓運行性能的影響。 汽輪機運行滑壓尋優(yōu) “總策略 ”的研究 從滑壓曲線的產(chǎn)生理論可以推論得出，求取機組優(yōu)化滑壓控制曲線的過程實際上大型汽輪機滑壓優(yōu)化策略研究技術(shù)總結(jié)報告 第 14 頁 共 56 頁 就是確定 “最佳滑壓閥位 ”的過程。 汽輪機按照 “順序閥方式 ”運行時，高壓調(diào)門是逐個順序地開啟或關(guān)閉的，于是就會出現(xiàn)前面一只或幾只調(diào)門已接近全開、而后續(xù)調(diào)門處于 “將開未開 ”的特殊閥位，這被稱為 “閥點 ”位置。當汽輪機處于 “閥點 ”狀態(tài)運行時，調(diào)門的節(jié)流效應(yīng)最小，在局部負荷變化范圍內(nèi)，機組效率也 就較高。因此，在機組負荷下降的過程中，汽輪機由定壓轉(zhuǎn)為滑壓運行方式時，一般應(yīng)選擇合理的滑壓運行參數(shù)，盡量使汽輪機高壓調(diào)門開度接近 “閥點 ”位置。 汽輪機高壓調(diào)門 “閥點 ”位置的確定方法大致如下： （ 1） 調(diào)門閥桿升程測量法 通過就地觀察各調(diào)門閥桿升程的方法，可以確定某只高壓調(diào)門處于即將開啟的“閥點 ”位置時，其它已經(jīng)開啟的調(diào)門位置。對于有預(yù)啟閥功能的調(diào)門，還必須事先知道預(yù)啟閥升程，并以主閥開啟作為 “閥點 ”位置的確定標志。 （ 2） 實際試驗法 實際運行機組的 “閥點 ”，也可以通過試驗來確定：汽輪機在順序閥控制方式下，緩慢地降低機組負荷，測試各只高壓調(diào)門后壓力與調(diào)節(jié)級后壓力的變化關(guān)系，當高壓調(diào)門后壓力與調(diào)節(jié)級后壓力基本一致時，表明這只調(diào)門通過的蒸汽量非常小，已接近全關(guān)，這一調(diào)門開度即為 “閥點 ”位置。相應(yīng)地，通過各只調(diào)門前、后壓力狀況的測試，還可以知曉各只調(diào)門的實際壓損狀況。 （ 3） 查圖確定法 如下圖 6 所示， 為一臺國產(chǎn)亞臨界 600MW 汽輪機在順序閥方式下的配汽特性曲線圖。由圖中曲線可以查找得知：隨著流量指令的增加，汽輪機 2 高壓調(diào)節(jié)汽門首先同時開啟，當流量指令為 68％時， 2 高壓調(diào)節(jié)汽門開度也為 68％，此時＃3 高 壓調(diào)門處于 “將開未開 ”狀態(tài)，這一調(diào)門開度稱為 “兩閥點 ”位置；繼續(xù)增加流量指令，汽輪機 3 高壓調(diào)節(jié)汽門開度增加，當流量指令為 89％時， 3 高壓調(diào)節(jié)汽門開度為 40～ 50％，此時＃ 4 高壓調(diào)門處于 “將開未開 ”狀態(tài)，這一調(diào)門開度稱為 “三閥點 ”位置。當流量指令增加至 100％時， 4 高壓調(diào)節(jié)汽門也已完全開啟，此時的調(diào)門開度稱為 “四閥全開 ”位置。 大型汽輪機滑壓優(yōu)化策略研究技術(shù)總結(jié)報告 第 15 頁 共 56 頁 01020304050607080901001100 10 20 30 40 50 60 70 80 90 100 110流量指令（F D E M ）( % )高調(diào)門開度（%）GV1GV2GV3GV4 圖 6 一臺國產(chǎn)亞臨界 600MW 汽輪機在順序閥方式下的配汽特性曲線圖 一般地，一臺汽輪機設(shè)有多個高壓調(diào)門，當汽輪機處于 “單閥方式 ”運行狀態(tài)時，這些調(diào)門都是同時開啟和關(guān)閉的，就如 同一個調(diào)門的動作方式一樣。因此可以通過調(diào)門開度變化試驗，得出該型汽輪機調(diào)門開度變化對蒸汽節(jié)流效應(yīng)的影響程度。 在一臺上海汽輪機有限公司 N600－ 、中間再熱凝汽式汽輪機投產(chǎn)初期，我們利用汽輪機單閥運行的機會，進行了該機組不同負荷、不同閥位的運行特性試驗。如下圖 7 所示，為各個試驗工況測得的高壓缸效率與高壓調(diào)門開度之間的關(guān)系曲線。由圖中曲線變化情況可以看出，當該型汽輪機的調(diào)門開度在 45％以上時，實際測得的高壓缸效率基本穩(wěn)定，與理想的 “四閥全開 ”高壓缸效率已十分接近；隨著機組負荷的降 低，調(diào)門開度在 20～ 40％范圍內(nèi)，其節(jié)流效應(yīng)較為明顯，高壓缸效率出現(xiàn)了較大幅度的變化；而當調(diào)門開度逐步關(guān)小至 20％以下時，高壓缸效率會急劇下降至 70％以下，反映出高壓調(diào)門處于較小開度時顯著的節(jié)流效應(yīng)。 大型汽輪機滑壓優(yōu)化策略研究技術(shù)總結(jié)報告 第 16 頁 共 56 頁 606264666870727476788082848688900 10 20 30 40 50 60高壓調(diào)門開度， ％高壓缸效率， ％ 圖 7 一臺汽輪機 “常規(guī)單閥 ”運行的高壓缸效率隨調(diào)門開度變化曲線圖 從以上試驗比較結(jié)果來看，對該型亞臨界 600MW 機組而言，調(diào)門開度在 45％左右時，高壓調(diào)門的壓損已經(jīng)較小。 因此，在 設(shè)置 “最佳滑壓閥位 ”進行滑壓優(yōu)化比較時，可將高壓調(diào)門開度 45％左右作為預(yù)選的比較方案。 對各型汽輪機進行滑壓優(yōu)化比較試驗的實踐 表明：在順序閥運行方式下，汽輪機“最佳滑壓閥位 ”可以在 “閥點 ”附近選取，但又不等同于 “閥點 ”位置，其中必須考慮汽輪機調(diào)門開啟方式不同以及各調(diào)門之間存在 “重疊度 ”等實際影響因素。如果汽輪機調(diào)門開啟順序為前、后各一只調(diào)門相繼開啟的型式，則滑壓控制的調(diào)門開度應(yīng)選取在前一只調(diào)門處于 半開狀態(tài)的 “閥點 ”之前的開度位置； 如果汽輪機調(diào)門開啟順序為前面兩只調(diào)門同時開啟、后一只調(diào)門接著開啟的型式，則滑壓控制的調(diào)門開度應(yīng)選取在后一只調(diào)門 未開啟的 “閥點 ”位置； 如果汽輪機調(diào)門開啟順序為前面三只調(diào)門同時開啟、后一只調(diào)門接著開啟的型式， 則滑壓控制的調(diào)門開度應(yīng)選取在后一只調(diào)門已部分開啟的“閥點 ”之后的位置。選擇 這樣的調(diào)門開度來滑壓運行，可以使汽輪機處于高壓調(diào)門總體節(jié)流效應(yīng)較小、機組效率相對較高的運行狀態(tài)。 另外，在確定 “最佳滑壓閥位 ”時，還必須兼顧到機組實際運行過程中的穩(wěn)定控制要求，使各只高壓調(diào)門開度在負荷波動時不至于出現(xiàn)大幅度晃動的情況。 “子策略一 ”——“滑壓試驗比較法 ”的研究 “滑壓試驗比較法 ”介紹 無論機組在不同滑壓運行方式下的各個中間參量怎樣變化，我們總是以機組最終的運行經(jīng)濟性最優(yōu)作為衡量滑壓優(yōu)化運行方式 是否合理的評判標準。 在滑壓優(yōu)化 “總策略 ”的指導(dǎo)下，我們在汽輪機高壓調(diào)門 “閥點 ”位置附近選取不同大型汽輪機滑壓優(yōu)化策略研究技術(shù)總結(jié)報告 第 17 頁 共 56 頁 的調(diào)門開度來設(shè)置不同的滑壓運行曲線，選取一些典型負荷工況，安排進行 不同滑壓運行方式的比較試驗，利用 高精度的試驗儀表測取 機組熱耗率水平，比較得出滑壓方式改變引起機組熱耗率變化的差異程度，并以機組熱耗率最小為原則選取機組最佳的滑壓優(yōu)化曲線。這種通過機組熱耗率試驗結(jié)果的優(yōu)劣比較來得到機組優(yōu)化滑壓運行方式的方法，簡稱為 “滑壓試驗比較法 ”。 “滑壓試驗比較法 ”的應(yīng)用方法 為了了解汽輪機不同調(diào)門開度滑壓運行方式對 機組運行性能的影響程度，我們以上海汽輪機有限公司生產(chǎn)的 N600－ ，進行了 “兩閥滑壓 ”、 “三閥滑壓 ”方式的運行性能比較試驗。 如下圖 8 所列，為該機組 300～ 600MW 負荷范圍內(nèi)，按照 “兩 閥滑壓 ”和 “三閥滑壓 ”這兩種方式運行時所對應(yīng)的主汽壓力變化曲線。從圖中曲線可以看出， “三閥滑壓 ”運行方式的定、滑壓轉(zhuǎn)換點負荷約為 590MW；而 “兩閥滑壓 ”運行方式的定、滑壓轉(zhuǎn)換點負荷約為 460MW。由此表明，機組滑壓運行的調(diào)門開度越大，則定、滑壓轉(zhuǎn)換點的負荷越高，而同一運行負荷所 對應(yīng)的主汽壓力卻是越低。對圖 8 中 “兩閥滑壓 ”與“三閥滑壓 ”運行方式的主汽壓力變化曲線進行比較后可知，各試驗負荷點上兩種滑壓運行方式的主汽壓力差異約為 3～ 。 5101520300 400 500 600機組負荷， M W主汽壓力， MPa三閥滑壓兩閥滑壓定壓運行力 圖 8 一臺汽輪機 “三閥滑壓 ”與 “兩閥滑壓 ”試驗比較工況圖 在下圖 9 中給出了機組按照 “兩閥滑壓 ”、 “三閥滑壓 ”運行的熱耗率變化曲線。對圖中曲線進行比較后可以看出，機組在 300～ 460MW 負荷區(qū)間內(nèi)運行時，采取 “兩閥滑壓 ”運行方式的機組熱耗率要明顯低于 “三閥滑壓 ”運行方式，各試驗工況的機組熱耗率平均降低幅度約為 37 kJ/kWh，折合機組供 電煤耗率下降幅度約為 g/kWh。 所大型汽輪機滑壓優(yōu)化策略研究技術(shù)總結(jié)報告 第 18 頁 共 56 頁 以采用 “滑壓試驗比較法 ”對該型汽輪機進行比較尋優(yōu)的結(jié)果是：機組定、滑壓轉(zhuǎn)換點負荷為 460MW，機組低于這一負荷時，推薦采用 “兩閥滑壓 ”運行方式。 為了減少現(xiàn)場試驗工作量，我們根據(jù)汽輪機容量、型式不同以及調(diào)門配置、開啟方式等差異狀況，在每一種類型中選取一臺汽輪機采用 “滑壓試驗比較法 ”進行滑壓尋優(yōu)，得出一條性能較優(yōu)的滑壓控制曲線，并把它推廣應(yīng)用于同一類型的其它機組上。 80008050810081