660MW超超临界汽轮机配汽方式的节能优化
关键词：配汽特性曲线；滑压曲线；热耗率；经济性
汽轮机阀门流量特性曲线即配汽函数，理论上是其流量特性的数值表征，当DEH（数字电液控制系统DigitalElectricHydraulicControlSystem）设定的阀门流量特性曲线与实际流量特性相一致时，汽轮机会表现出良好的控制性能；否则就会出现诸如调节阀晃动、配汽方式切换时负荷波动大、一次调频能力差、机组协调响应能力差等情况。流量特性曲线就是与单、多阀切换密切相关的一组数据。单、多阀的切换目的是为了提高机组的经济性和稳定性,其实质是实现节流调节与喷嘴调节的无扰切换,解决变负荷过程中的均热要求与部分负荷经济性的矛盾。DEH阀门流量特性曲线试验就是通过试验的方式得到阀门流量特性曲线,以解决在单、多阀切换过程中出现的阀门摆动的现象,保证机组的安全运行。
对于设计中带基本负荷的大型汽轮发电机组,若采用定压运行方式参与电网调峰,在低负荷时会造成较大的节流损失,增加了热耗率,而综合考虑节流损失和循环热效率后,采用合理的滑压运行方式,不仅能有效提高机组热经济性,还能提高机组负荷变化的灵活性和安全性,增强调峰能力。
1汽轮机配汽曲线的获得
获取汽轮机配汽曲线的途径有两种，一是理论计算；二是进行流量特性试验。理论计算较适合新建机组，长期运行后，由于设备磨损、老化或改造，结构参数很可能偏离设计值，造成理论计算结果与实际偏差较大。对该机组来说，通过流量特性试验，获取其流量特性，然后计算得到顺序阀方式下的配汽曲线是较为合适的方法。
对于运行中的汽轮机来说，结构参数的缺失常使理论计算难以进行；而现场测试的方法只需要汽轮机在特定工况下的运行参数即可得到较为准确的流量特性，特别适合运行中的汽轮机。流量指令的表征、试验方法的确定和配汽曲线的形成是这一问题的三个主要方面。
获得汽轮机配汽曲线的方法有两种，一种是通过流量试验获取单个调节阀的流量特性，然后再通过计算得到调节阀组的流量特性；另一种是按既定的配汽方式进行试验，直接得到汽轮机的流量特性。前者的优点是试验结果不受顺序阀阀序的影响，阀序调整时只需重新计算即可得到新的阀序时的流量特性；缺点是部分结果由理论计算得到，与实际情况可能存在差异。后者的优点是试验按既定阀序进行，结果较为准确；缺点是如果阀序调整，则需要重新进行试验，如果阀序调整前后，相应的调节阀与调节级结构参数完全相同，则不需要重新进行试验，只需要对配汽函数作相应调整。汽轮机流量特性试验测取的不是其调节阀的流量特性，而是由调节阀与相应调节级构成的配汽机构整体的流量特性，因此后一种方法更为合理。
2调门重叠度的设定
汽轮机采用喷嘴调节时，多个调门是依次开启的,如果后阀在前阀全部开启后才接着开启，那么根据单个阀门的特性可以推断出多个阀门的升程与流量的关系呈波形曲线，显然这是不符合调节系统静态特性曲线的。为了使配汽机构特性曲线比较平滑，通常认为当阀门前后压力比为0.95～0.98时，阀门就算全开，重叠度的选取一般以前一阀门开至阀门前、后蒸汽压力比为0.85～0.90时，后一阀门便开始开启为合适。
合理设置各高压调门之间的重叠度，可以使单阀、顺序阀的切换能平稳地运行，减少切换过程中对汽轮机重要参数的影响（如振动、瓦温等），保证机组安全稳定的运行。
3某超超临界机组配汽曲线和滑压曲线的优化
某电厂1#汽轮机为东方汽轮机有限公司生产的N66025/600/600型超超临界凝汽式汽轮机，该机组的配汽方式为全电调控制的复合配汽方式。从机头向发电机方向看，4个高压调节阀(CV)的位置如图1所示，所对应的喷嘴数目分别为58、34、34、58。
图1高调阀布置图按照原有配汽方式运行（图2），额定负荷时进汽节流损失较小，但在部分负荷时，4只高调阀均参与节流调节，进汽机构的节流损失较大，机组热耗率较高。近年来，国内600MW等级机组正常运行负荷在60%～80%，而在此区域负荷段运行时，高调阀的节流损失必然处于较高水平。随着国家节能水平的不断提高，各个电厂也在想方设法寻找降低机组能耗提高机组经济性的途径，因此，进行优化汽轮机配汽方式，提高机组运行经济性显得非常必要。
图2厂家给定的原配汽曲线以往汽机阀门流量特性曲线试验与汽机滑压优化试验常常是分开的。汽轮机出厂时预设的高压阀门流量特性曲线等由于加工、安装以及就地设备工况点漂移等原因，在实际中会发生高压调门流量特性曲线和重叠度曲线偏离设计值的现象，严重时将导致一次调频和AGC（自动发电控制AutomaticGenerationControl）品质下降。此时做汽轮机滑压优化试验必然得不到期望的效果。因此，在做汽轮机滑压优化前，应先进行汽轮机阀门特性试验，得到正确的高压调门流量特性曲线和阀门重叠度曲线后，再进行汽轮机滑压优化试验，才能得到最佳滑压优化曲线。
3.1机组配汽方式和滑压曲线的优化思路及方案
针对原配汽方式下中低负荷段节流损失较大的特点，与厂家积极进行沟通和交流，最终确定1#汽轮机配汽优化和滑压优化的思路。首先在负荷一定的情况下，先进行单个阀门的流量特性曲线测试试验，通过计算后，得到顺序阀配汽曲线。滑压优化的思路主要是在原复合配汽方式、再通过改变配汽方式（复合配汽改顺序阀配汽）进行一系列试验，并分别计算各试验工况下参数修正后的汽轮机热耗，热耗最低工况对应的阀位为最佳阀位，对应的主汽压力为最优主汽压力。然后在不同的负荷下重复上述过程，即能得到汽机在部分负荷运行时的最优滑压压力。最后再根据试验结果，进行DEH逻辑的优化，设置增加单阀、顺阀两个模式，机组启动过程中采用单阀模式，有利于机组启动的安全，当机组负荷达50%以上时，选择顺阀控制模式（即优化后的阀位控制），从而达到降低机组热耗率的目的。
3.2试验方法和步骤
系统严格按照相关方案进行隔离。向系统补水，调整除氧器水箱水位、热井水位至较高值，保持各加热器水位正常、稳定，停止补水。试验期间，除氧器水箱水位、热井水位保持稳定，避免出现剧烈波动。
根据每一试验工况的要求，由运行人员调整机组运行参数并保持稳定，回热系统正常投入。
试验前，需将A G C、一次调频，以及C C S（协调控制系统C o or d i n at ionCont r ol S y s t e m）等切除，锅炉侧投入BF（锅炉跟踪Boi lerFol low）模式，控制压力稳定，汽机侧将4个调门切至手动运行方式。
根据试验工况的要求，调整高压调节阀阀位，且在试验过程中保持负荷不变。
稳定一段时间后采集相关数据，计算机组的主汽流量变化以及热耗率等。
试运中应密切注意机组的运行情况及被试验设备、系统各部分的工作情况，如有异常，立即停止试验并将机组转换回单阀运行，或由运行人员采取办法稳定机组的运行。
3.3单个阀门的流量特性曲线测试
3.3.1汽轮机阀门特性试验步骤
试验压力为额定压力25MPa，退出AGC和一次调频，投入BF模式，锅炉侧维持主汽参数稳定。
将机组负荷调整师400MW左右，确保整个试验期间CV1和CV3全开。
按照0%、3%、6%、9%、13%、20%、25%、35%、40%、45%、50%、55%、60%、70%、80%、90%、100%的试验顺序分别对CV2和CV4阀门进行试验。试验期间维持机组在24.2MPa、566℃运行。
单阀控制方式下阀门流量特性是通过流量试验获取单个调节阀的流量特性，然后再通过计算得到调节阀组的流量特性。
3.3.2汽轮机配汽函数优化
CV2和CV4的实测阀门流量特性曲线如下图3和图4所示。CV2、CV4在0%～6%内基本没有流量，在9%～50%内流量变化较大，在50%以上阀位时基本达到全流量，此时曲线较陡，呈迅速开启状态。
CV2、CV4阀门流量特性函数基本上一致，但两个阀门特性曲线略有差异。
参照试验获得的数据，CV2、CV4高压调节阀特性基本一致，同时考虑机组在运行时CV1和CV3基本全开，就没有再进行CV1和CV3的流量特性试验。综合各因素及试验数据，CV1～CV4阀门特性曲线决定采用相同的阀门流量特性函数。在征得东方汽轮机有限公司的同意后，调门重叠度设置为10%。根据试验数据优化后的CV1～CV4高压调节阀特性曲线见图5。
3.4机组滑压曲线的优化
3.4.1 350MW负荷试验
机组负荷稳定在350MW，通过阀位变换，采集相关数据，及计算结果如表1所示（表中0为原阀位工况）。从表中可以看出，在350MW负荷，机组在主蒸汽压力为17.5MPa时机组经济性最好。由表1中机组热耗率可知，配汽优化后机组热耗率较优化前改善了46kJ/kWh。
3.4.2 410MW负荷试验
机组负荷稳定在410MW，通过阀位变换，采集相关数据，及计算结果如表2所示（图中：0为原阀位工况）。从表2中可以看出，在410MW负荷，机组在主蒸汽压力为19.00MPa时机组经济性最好，配汽优化后机组热耗率较优化前改善38kJ/kWh。
3.4.3 460MW负荷试验
机组负荷稳定在460MW，通过阀位变换，采集相关数据，及计算结果如表3所示（表中0为原阀位工况）。由表3中可知，在460MW负荷，机组在主蒸汽压力为19.46MPa时机组经济性最好，配汽优化后机组热耗率较优化前改善39kJ/ kWh。
3.4.4 530MW负荷试验
试验过程中，机组负荷稳定在53 0M W，通过阀位变换，采集相关数据，及计算结果如表4所示（表中0为原阀位工况）。由表4可知，在530MW负荷，机组在主蒸汽压力为22.41MPa时机组经济性最好，配汽优化后机组热耗率较优化前改善37kJ/kWh。
3.4.5 590MW负荷试验
试验过程中，机组负荷稳定在59 0M W，通过阀位变换，采集相关数据，及计算结果如表5所示（表中0为原阀位工况）。由表5可知，在590MW负荷，机组在主蒸汽压力为24.53MPa时机组经济性最好，配汽优化后机组热耗率较优化前改善25kJ/kWh。
3.4.6 660MW负荷试验
试验过程中，机组负荷稳定在660MW，通过阀位变换，采集相关数据，及计算结果如表6所示（表中0为原阀位工况）。由表6可知，在660MW负荷，原配汽方式与顺序阀配汽方式经济性基本相当。
4优化分析及总结
4.1各负荷点经济性对比分析
表7所示为#1机各试验负荷配汽优化前后经济性对比情况。
从表7可看出，不同负荷段机组热耗有一定差别，负荷的越高，越接近额定负荷，机组优化前后的热耗越小，负荷越低，优化后热耗收益越大。
4.2优化机组滑压运行曲线
根据汽轮机在新阀序下各负荷最佳运行点，绘制主汽压最佳滑压曲线，拟合得到优化后的锅炉定滑压曲线（图6）。
4.3机组振动影响
汽轮机配汽方式的改变，对轴系影响较大的部位是前端。通过查阅 D C S（分散 控制系统DistributedControlSystem）数据，观察机组优化前后轴承振动X向、Y向、瓦盖振动情况，通过观察得知，复合配汽方式切换到顺序阀配汽方式后，1#、2#、3#轴振值均基本不变，并处于良好状态。由此可知，顺序阀配汽优化对机组轴振影响较小。
4.4轴承温度影响
通过查阅DCS数据得知，1#、2#、3#、4#轴承金属温度值在两种阀序下相比无明显变化，由此可见配汽优化对汽轮机前端轴承金属温度影响不大，改顺序阀并不影响机组的安全可靠运行。
5优化及改进
5.1 DEH逻辑优化
通过DEH逻辑优化，增加界面单阀、顺阀切换模块，机组负荷在400MW左右时，将机组配汽方式由原阀位控制模式切换为顺阀控制模式，切换过程为无扰切换，切为顺阀控制模式后，机组配汽方式由原复合配汽模式切换为CV1、CV3CV2-CV4顺序阀运行，机组在50%额定负荷以上波动时，只保持一只高压调门在节流状态。通过机组运行数据，评估机组配汽方式优化后降低机组煤耗1g/kWh左右。
5.2 AGC调节品质改进
通过远方调度对机组AGC速率测试结果，配汽方式优化前后AGC调节速率由原1.6%增加到2.15%，机组调节品质得到一定的提高，满足了电网调度的考核要求。
参考文献
[1]王爽心,葛晓霞.汽轮机数字电液控制系统[Ｍ].北京:中国电力出版社,2004.
[2]李虎.大型亚临界汽轮机发电机组的滑压运行安全经济性对比研究[J].电力科学与工程,2006(03):5-8.
[3]李勇,曹丽华,刘莎.汽轮机调节汽门数学模型的建立方法研究[J].汽轮机技术,2008(04):241-243.
[4]李宁,张怡,郗孟杰.现场汽轮机调速汽门流量特性曲线的测定方法分析[J].河北电力技术,2010,29(04):18-19.
[5]吴华强,张彩,董益华,何新有,张宝.东汽600MW亚临界汽轮机配汽方式改造[J].电力科学与工程,2013,29(08):73-78.
[6]张宝,樊印龙,顾正皓,吴文健.大型汽轮机流量特性试验[J].发电设备,2012,26(02):73-76.
[7]田松峰,史志杰,闫丽涛.汽轮机控制系统中阀门重叠度的研究[J].汽轮机技术,2008,50(06):448-450.
[8]高爱民.电液调节系统[M].北京:中国电力出版社,2004.