給水泵汽輪機調節系統動態特性仿真分析研究

馬曉飛， 王軍偉， 魯桂明, 2

(1. 杭州汽輪機股份有限公司, 杭州 310022; 2.浙江大學工程師學院, 杭州 310058)

為提升火力發電效益、響應節能減排號召、減少廠用電份額，用小型汽輪機拖動鍋爐給水泵已成為電力生產工藝流程中的主流配置方案。我國西北地區嚴重缺水，但風能充足，發電機組常采用空氣冷凝器(簡稱空冷器)配置[1]。寧夏某熱電廠擬建設燃煤超臨界直流爐直接空氣冷卻機組，其配套給水泵汽輪機排汽直接進入空冷器。由于直流爐無汽包，且大風天氣對空冷器的冷卻效果會有很大的影響[2]，從而直接影響機組的排汽壓力，導致機組運行工況變化較大，因此對給水泵汽輪機的調節系統響應特性提出了很高的要求。

筆者基于給水泵汽輪機調節系統的結構特性，對其進行分模塊數學建模，利用仿真手段研究了排汽壓力變化對給水泵汽輪機調節系統動態過程的影響，可為機組的調節系統設計及運行提供參考。

1 調節系統原理及結構配置

目前，給水泵汽輪機調節系統基本采用電液調節方式，其主要任務是控制給水泵汽輪機的轉速，滿足各個工況下的鍋爐給水流量要求，其調節系統框圖[3]見圖1。

給水泵汽輪機的型號為NK63/56，為提高調節系統的靈敏度，采用了高壓抗燃油系統。鍋爐給水泵汽輪機調節系統采用了電液調節系統，該系統主要包含了數字電液(MEH)控制器、電液伺服卡、電液伺服閥、油動機、線性差動位移變送器(LVDT)、調節汽閥等，給水泵汽輪機轉子為被控對象。

2 數學模型

2.1 MEH轉速控制器

MEH轉速控制器的算法采用了普通增強型比例、積分、微分控制算法，其傳遞函數G1(s)為：

(1)

式中：s為拉普拉斯算子；Kp為比例增益；Ti為積分時間；Kd為微分增益；Td為微分速率。

2.2 電液伺服閥

電液伺服閥是將電液伺服卡輸出的電信號轉化為油壓信號的重要部件，是電液調節系統中的關鍵部件，該部件的可靠性將直接影響整個機組的調節性能。對電液伺服閥的微分方程進行降階處理后得到輸入電信號與油壓信號之間的關系，通過無量綱折算可得其傳遞函數G2(s)為：

(2)

式中：Tsv為電液伺服閥時間常數。

2.3 油動機

油動機的選型配置一般有通流式和斷流式。該給水泵汽輪機采用了斷流式油動機結構，油動機通過杠桿支架與調節汽閥的閥桿相連。根據油動機在運動過程中力的平衡關系，通過無量綱折算，得出油動機的輸入油壓信號與油動機行程的傳遞函數G3(s)為：

(3)

式中：Tv為油動機時間常數。

2.4 給水泵汽輪機轉子

根據NK63/56型給水泵汽輪機的特點，該給水泵汽輪機為純冷凝汽輪機，調節汽閥為提板式結構。調節汽閥布置在進汽室中，調節汽閥出口直接連通汽輪機的噴嘴室，其特點是結構緊湊，且進汽室和噴嘴室的容積很小，在此情況下，調節汽閥動作時，進入給水泵汽輪機的蒸汽流量隨即變化。通過分析力矩的影響因素后，利用最小偏差法和泰勒級數展開對增量方程進行處理，通過無量綱折算，得到給水泵汽輪機的轉子方程[4-6]為：

(4)

式中：Ta為轉子時間常數；φ為角速度增量變化相對值；λ為轉子的自平衡系數；μ為油動機行程變化相對值；Ψ(t)為汽輪機給水泵的負載。

根據轉子方程，可以得出轉速與油動機行程關系的傳遞函數G4(s)為：

(5)

對調節系統各個環節進行分塊建模，并在Simulink軟件中進行連接仿真，得到整個調節系統仿真框圖見圖2。

3 排汽壓力的影響分析

在該調節系統配置中，由于給水泵汽輪機的排汽直接進入空冷器，故空冷器在大風天氣時，出力受到影響，直接影響了給水泵汽輪機的排汽壓力，從而影響給水泵汽輪機的效率和運行工況，進而影響鍋爐給水流量。

根據系統設計需求，給水泵汽輪機的進汽參數為1.094 MPa、366.2 ℃，轉速為5 642 r/min，排汽壓力的變化范圍為12～56.5 kPa。根據熱力計算原理，研究了排汽壓力與理想焓降、質量流量、汽輪機內效率及質量流量變化率的關系，并通過擬合后，得到相應關系曲線(見圖3)，其中：質量流量變化率為質量流量變化量與額定質量流量變化量的比；排汽壓力變化率為排汽壓力變化量與額定排汽壓力變化量的比。

由圖3可知：給水泵汽輪機的排汽壓力發生變化時，首先導致進入汽輪機做功蒸汽的理想焓降發生變化(見圖3(a))，使得蒸汽的做功能力發生變化；排汽壓力升高導致蒸汽理想焓降逐步降低，蒸汽的做功能力下降，為維持給水泵汽輪機的出力，需要通過調節系統來調節進入給水泵汽輪機的蒸汽流量，以滿足運行工況需求；蒸汽質量流量隨著排汽壓力的增大而增大(見圖3(b))，同時也使得機組的運行工況偏離了設計工況，導致汽輪機內效率發生變化(見圖3(c))；質量流量變化率與排汽壓力變化率的關系呈單調遞增關系(見圖3(d))，排汽壓力的變化越劇烈，給水泵汽輪機運行中的質量流量變化就越明顯。

4 調節系統的動態仿真

該機組的空冷器由于處風口位置，常年受大風天氣影響，采用空冷給水泵汽輪機搭配直流鍋爐的方式，對調節系統的響應提出了很高的要求。如果在排汽壓力變化時，給水流量響應跟不上系統要求，會造成鍋爐水冷壁過熱甚至爆管。

筆者在研究中，首先將排汽壓力曲線擬合成功率曲線，然后對給水泵汽輪機調節系統的各個環節進行數學建模，利用Simulink軟件平臺進行仿真，得出排汽壓力變化時，調節系統的輸出響應曲線及鍋爐給水泵功率的變化曲線，從而為系統的安全性設計提供依據。

根據對當地環境的測算，給水泵汽輪機的排汽壓力變化范圍為12～56.5 kPa，變化速率為10 kPa/min、12.5 kPa/min、15 kPa/min。當系統穩定運行后，假定在某個時刻，空冷器受大風影響，使得機組排汽壓力升高(從12 kPa升高到56.5 kPa)，假定變化速率為10 kPa/min，所需時間為267 s。在調節系統中加入時長為267 s、斜率為0.000 955 s-1的擾動。由于排汽壓力升高，為了維持給水泵汽輪機功率，需要消耗更多的蒸汽。機組在穩定工況下，從最大進汽質量流量的64.65%以0.000 955 s-1的速率升高到最大進汽質量流量的90.15%，所需時間為267 s。

排汽壓力以10 kPa/min變化時，通過仿真計算得到相應參數的變化見圖4。由圖4可知：排汽壓力以10 kPa/min變化時，調節汽閥開度響應輸出則根據排汽壓力擾動速率，從64.65%升到90.15%；轉速最大變化量為27 r/min，當擾動量達到穩定值后，實際轉速立刻反彈，在經過35 s的調整后，達到5 640 r/min，此時可認為排汽壓力變化所引起的轉速變化消失，系統達到新的穩定狀態；給水泵功率最大變化量為86 kW，當擾動量達到穩定值后，系統經過35 s的調整，變化量縮小到8 kW，此時可認為系統達到新的穩定工況。

當排汽壓力變化以15 kPa/min變化時，機組排汽壓力從12 kPa升高到56.5 kPa所需時間為178 s。因此，在系統中加入時長為178 s、斜率為0.001 43 s-1的擾動。機組進汽穩定后，從最大進汽質量流量的64.65%以0.001 43 s-1的速率經過178 s后，升高到最大進汽質量流量的90.15%。

排汽壓力以15 kPa/min變化時，通過仿真計算得到相應參數的變化見圖5。

由圖5可知：排汽壓力以15 kPa/min變化時，轉速最大變化量為41 r/min，當擾動量達到穩定值后，實際轉速立刻反彈，在經過46 s的調整后，達到5 640 r/min，系統達到新的穩定狀態；給水泵功率最大變化量為128 kW，當擾動量達到穩定值后，系統經過46 s調整后，變化量縮小到8 kW，此時可認為系統達到新的穩定工況。

5 結語

根據以上仿真結果可知：排汽壓力變化以15 kPa/min變化時，機組轉速變化量最大(41 r/min)，在擾動信號消失后，系統的調節時間為41 s，給水泵汽輪機功率變化量為128 kW，功率變化率(給水泵汽輪機輸出功率變化量占額定功率的比)為2%，可以滿足系統要求。

該系統的結構配置可以滿足大風天氣下對機組排汽壓力的要求，為該熱電廠的實際運行提供理論參考，并且對空冷器的負載變化提出了限制條件，可為國內直流鍋爐搭配空冷給水泵汽輪機系統中給水泵汽輪機調節系統設計提供理論依據。