基于主蒸汽流量的滑壓優化運行關鍵技術研究

楊文正

(國電科學技術研究院， 南京 210046)

隨著新能源電力規?；l展，電網的峰谷差越來越大，如何提高汽輪發電機組在低負荷運行下的經濟性，是當前擺在技術人員面前的重要研究課題，而汽輪機滑壓優化運行是解決該問題十分有效的手段之一。

目前，汽輪發電機組普遍采用定-滑-定的復合滑壓運行方式，滑壓曲線是以機組負荷為變量，在設計的主再熱溫度和背壓等參數條件下確定主蒸汽壓力。當實際運行工況的供熱抽汽量和背壓發生變化時，在主蒸汽流量相同的條件下，負荷會發生變化，若此時仍然以負荷作為調度變量得到對應的主蒸汽壓力，則該滑壓值已非最優，從而大大影響機組在中低負荷運行的經濟性。采用對滑壓值進行修正的方法，即利用引入背壓修正因子和供熱抽汽量修正因子對最優主蒸汽壓力進行修正；但是，這種通過修正得到最優主蒸汽壓力的方法不但計算復雜，而且實際操作難度加大。

筆者針對上述問題，提出了一種基于主蒸汽流量為調度變量的滑壓優化運行方法，然后針對主蒸汽流量難以直接測量的問題，建立了軟測量模型，并結合實例對這一方法進行了分析。

1 運行曲線測試

目前，獲取滑壓優化運行曲線的方法主要有3種：(1)由汽輪機廠家在設備出廠時按照理論計算給出；(2)通過滑壓優化運行試驗獲取；(3)通過提取對機組滑壓運行性能有關鍵影響的運行參數，利用耗差分析來獲取[1]。3種方法各有利弊，但是由于滑壓優化試驗具有直觀性的特點，所以第2種方法是最為廣泛應用的。

滑壓優化運行試驗是通過試驗比較的方法獲取不同負荷點對應的最優主蒸汽壓力。試驗過程通常在運行范圍內選取若干個典型負荷，在每個負荷點上設置不同的主蒸汽壓力進行機組熱耗率試驗，最后根據機組熱耗率的差異程度，以機組熱耗率最小為原則來選取機組最優的滑壓運行曲線。

1.1 試驗實例

某廠2號機組為N330-17.75/540/540型亞臨界一次中間再熱、單軸、三缸三排汽、凝汽式汽輪機，給水泵為電動給水泵，回熱級數為7級?；瑝簝灮\行試驗分別在165 MW、190 MW、210 MW、250 MW、300 MW這5個負荷點進行，每個負荷點的主蒸汽壓力分別調整4次。試驗流量基準以美國機械工程師協會(ASME)噴嘴測量的凝結水流量為基準?？紤]到電動給水泵耗功對機組循環效率的影響，試驗通過凈熱耗率對比來尋求最優主蒸汽壓力。

優化前后機組熱耗率對比圖見圖1，機組在純凝工況下165～250 MW采用滑壓運行方式時，優化后比優化前可平均降低汽輪機熱耗率約8.75 kJ/(kW·h)，折合煤耗約0.3 g/(kW·h)。

圖1 優化前后的機組凈熱耗率對比

為了降低燃料成本，該廠實際燃燒的煤種熱值較設計煤種熱值低，在270 MW和300 MW負荷工況下為了防止自動發電控制(AGC)響應過程中的主汽壓力超壓，實際運行中將主蒸汽壓力經常保持在16.5～17.0 MPa，偏離設計值(17.75 MPa)。由于定壓運行階段主蒸汽壓力偏離設計值，使得機組熱耗率增加20～34 kJ/(kW·h)，折合煤耗0.7～1.1 g/(kW·h)。上述優化前后的熱耗率降低并未將270 MW和300 MW負荷點的熱耗降低計算在內。

1.2 曲線確定

由于滑壓優化運行試驗不可能無限制地選取負荷點，因此滑壓優化運行曲線的上拐點通常是通過閥點分析或者作圖法得到。該試驗測試通過作圖法來獲取實際滑壓運行中的拐點(見圖2)。

圖2 負荷與最優主蒸汽壓力的關系曲線

由圖2可得：通過對處于滑壓運行區間的負荷與主蒸汽壓力的離散點進行線性擬合，然后計算與定壓運行點的交叉點，即可得到滑壓運行拐點，經計算該機組上拐點處的負荷約為266 MW。進行165 MW負荷工況試驗時，當主蒸汽壓力低于13.7 MPa時，機組需要投入大量的再熱事故減溫水才能維持再熱汽溫不超溫，故將下拐點定在165 MW負荷是安全經濟的。

在得到負荷與最優主蒸汽壓力關系曲線的基礎上，將主蒸汽質量流量代替負荷便可以得到主蒸汽質量流量與主蒸汽壓力之間的關系曲線(見圖3)。

圖3 主蒸汽質量流量與最優主蒸汽壓力的關系曲線

2 運行分析

將滑壓優化運行試驗測試得出的主蒸汽質量流量與最優主蒸汽壓力關系曲線導入分布式控制系統(DCS)中，就可以通過主蒸汽質量流量與主蒸汽壓力對應的關系來確定當前負荷下的主蒸汽壓力滑壓值；但是DCS系統中顯示的主蒸汽質量流量與試驗測試的主蒸汽質量流量有較大差異(見圖4)。

圖4 負荷與主蒸汽質量流量的關系曲線

DCS系統顯示的主蒸汽質量流量在中高負荷區域與試驗測試的主蒸汽質量流量較為接近，誤差基本控制在2.5%以內，在中低負荷區域與試驗測試的主蒸汽質量流量最大誤差達20%。如果以當前DCS顯示的主蒸汽質量流量作為調度變量，則會與最優主蒸汽壓力值產生較大偏差。

2.1 偏差的原因

該廠DCS的主蒸汽質量流量計算是基于弗留戈爾公式，如下式所示：

(1)

通過對上述計算模型分析，發現該模型存在以下2個問題：

(1) 弗留戈爾公式中應用的是調節級后的蒸汽溫度，但是該機組缺少調節級后的蒸汽溫度測點，于是就以主蒸汽溫度測量值來替代調節級后的蒸汽溫度；但在實際運行中，主蒸汽溫度與調節級后的蒸汽溫度并無明確對應變化關系，因此會給主蒸汽流量計算結果帶來偏差。

(2) 由于實際汽輪機的通流能力受設計制造、結垢、腐蝕等影響，通流面積發生了變化，從而導致K變化較大。

2.2 對比分析

目前主蒸汽質量流量的在線測量主要分為直接測量法和間接測量法。

2.2.1 直接測量法

隨著機組容量的不斷增大和參數的提高，為了減少節流損失，目前大型機組都不設主蒸汽質量流量測量噴嘴或孔板。

以給水流量為基準，通過熱力計算得出的主蒸汽流量雖然有一定的精確可靠性，但是該方法的前提條件是爐側不能進行吹灰、排污等操作；且隨著機組運行時間的增加，給水流量孔板和減溫水流量孔板的測量精度也難以保證。因此，通過該方法獲取主蒸汽流量存在一定的局限性，不適宜在線計算主蒸汽流量。

2.2.2 間接測量法

間接測量法主要是依據弗留戈爾公式計算得到，但是該公式的正確計算存在幾個應用條件，比如調節級后的通流面積不變，將蒸汽假定為理想氣體[2]等。為精確計算主蒸汽流量，許多研究者根據實際情況對弗留戈爾公式進行了改進。改進主要體現在以下2個方面：

(1) 由于不同運行時期和不同運行負荷階段K變化較大，在不同負荷段采用不同的K，K以熱力性能試驗值為基準。

(2) 理想氣體與高壓蒸汽的性質有顯著差異，并且考慮到調節級溫度難以精確獲取，可借用噴嘴臨界流量變工況公式來計算主蒸汽質量流量，且通過高壓缸排汽溫度替代調節級蒸汽溫度[3]，如下式所示：

(2)

式中：pg為額定負荷設計的高壓缸排汽壓力，MPa；νg為額定負荷設計的高壓缸排汽比體積，m3/kg；pig為變工況后的高壓缸排汽壓力，MPa；νig為變工況后的高壓缸排汽比體積，m3/kg。

該滑壓優化試驗案列中的機組無調節級后蒸汽溫度的測點，且高壓缸無抽汽，故用式(2)能夠較為吻合的適用于該機組。將試驗數據代入式(1)和式(2)，得到了不同負荷工況下計算得到的主蒸汽質量流量，見表1(相對誤差=∣公式計算得到的主蒸汽質量流量-試驗得到的主蒸汽質量流量∣/試驗得到的主蒸汽質量流量)。

表1 采用不同公式計算的主蒸汽質量流量對比

為了便于對比分析，表1將通過式(1)和式(2)計算的主蒸汽質量流量進行了對比，在用式(2)時，又采用不同的K進行了計算。從表1的數據可以得出：采用式(2)計算的主蒸汽質量流量相對誤差累計值較小，且K計算基準不同，相對誤差累計值也有所不同，但是該公式的主蒸汽質量流量與試驗測試的主蒸汽質量流量已基本吻合。

在計算過程中同時發現，高負荷試驗數據為基準計算的K能更精確地計算高負荷階段的主蒸汽質量流量，而中低負荷試驗數據為基準計算的K能更精確地計算中低負荷的主蒸汽質量流量。基于以上分析，將K的選取采用分段函數，然后利用式(2)能夠更為精確地計算主蒸汽質量流量。

2.3 基于分段函數的主蒸汽質量流量計算模型

基于主蒸汽流量為調度變量的滑壓控制過程中，高負荷區域采取定壓運行時，主蒸汽質量流量的計算偏差對于最優主蒸汽壓力的計算影響較小，而在滑壓區域對主蒸汽質量流量的精確計算顯得更為重要，因此筆者建立了以調節級壓力為分段點的主蒸汽質量流量計算模型，如下式所示：

(3)

式中：Koj為以工況j計算得到的通流系數(j為計算K時對應的工況)；Goj為工況j對應的主蒸汽質量流量，t/h；poj為工況j對應的調節級壓力，MPa；pgj為工況j對應的高壓缸排汽壓力，MPa；νgj為工況j對應的高壓缸排汽蒸汽比體積，m3/kg；pmax為調節級的最大壓力，MPa；xj為分段函數分段點上的調節級壓力，MPa。

調節級壓力能夠反映出主蒸汽質量流量的基本趨勢，因此可以用調節級壓力作為分段函數的分段依據。根據滑壓優化運行的數據，將270 MW負荷工況對應的調節級壓力作為分段函數的分段點，并且以相對誤差累積量最小的270 MW和190 MW負荷工況的試驗數據，分別作為分段點前后的K計算基準，將試驗數據代入到式(3)即可得到該廠的主蒸汽質量流量計算模型，如下式所示：

(4)

表2為采用分段函數計算得到的主蒸汽流量。

表2 采用分段函數計算的主蒸汽流量數值對比

利用式(4)計算出主蒸汽質量流量相對誤差累積量為0.94%，較表1中的最小相對誤差累積量2.36%低1.42百分點，計算數據與試驗測試數據更為吻合。將分段函數計算的主蒸汽流量通過線性插值的方法轉換成主蒸汽壓力后的結果與試驗所得的最優主蒸汽壓力吻合度良好，說明本方法在實際中切實可行。

3 結語

(1) 基于主蒸汽質量流量為調度變量的滑壓運行控制方法，可以簡單有效地處理供熱抽汽量變化和背壓發生變化時對最優主蒸汽壓力值的影響，降低了運行操作人員的難度。

(2) 通過對主蒸汽質量流量計算模型的對比分析，提出了以調節級壓力的分段點的主蒸汽質量流量計算模型。

(3) 通過性能試驗數據的驗證，證明了該模型計算的準確性，基于該模型反推的最優主蒸汽壓力，與試驗獲取的最優主蒸汽壓力的吻合度較高。