再熱雙抽背壓機組的主汽參數控制策略研究

劉曉燕， 侯明軍， 羅方， 謝林貴， 宋放放， 范立華

(東方汽輪機有限公司， 四川 德陽， 618000 )

1 前言

為提高汽輪機組在全負荷段的運行經濟性,非母管制的超高壓及以上等級進汽參數汽輪機基本采用定滑壓運行方式, 且目前的滑壓曲線都是將機組的負荷作為變量,某典型項目的滑壓曲線如圖1 所示。 有很多針對定滑壓曲線的優化研究成果, 原理是結合試驗比較法和局部能耗分析, 同時兼顧背壓變化, 確定機組的定滑壓優化曲線[1-5],優化后的定滑壓曲線均是基于機組負荷為變量。

圖1 某典型項目的滑壓曲線

基于機組負荷為變量的定滑壓曲線, 沒有考慮供熱抽汽對機組負荷的影響, 具有一定局限性,可能會出現在某些負荷下高壓調節閥全開供熱量仍不能滿足需求的情況。 常規抽凝機組中, 將供熱抽汽的熱負荷折算至機組負荷, 或者將多組不同抽汽量下機組負荷與主蒸汽壓力的關系曲線作為輸入, 滑壓值根據實際供熱量和機組負荷進行二維插值獲取[6-7],這2 種方法均為解決抽凝機組供熱期間定滑壓曲線偏離最佳點的有效途徑。

東方現有一再熱雙抽背壓項目, 供熱量相對常規抽凝機組更大, 綜合考慮機組全負荷段的經濟性和安全性, 其主蒸汽壓力和溫度均隨總負荷的變化而變化, 這個總負荷可以理解為電負荷和熱負荷的總和, 或汽輪機的進汽量。 由于抽汽量需求的多變性, 其對應的熱負荷也隨之多變, 采用常規的以機組負荷為變量的主蒸汽參數控制已不適用于該雙抽背壓機組, 對汽輪機的主蒸汽壓力和溫度進行精準控制是本文探討的主要問題。

2 再熱雙抽背壓機組項目情況

2.1 項目總體情況

本文以東方某項目為依托進行探討, 該項目主要參數為： 額定主汽參數為24.2 MPa/566 ℃,再熱溫度為453 ℃, 設計背壓為0.15 MPa。 有2段工業抽汽, 工業抽汽參數需求為：

（1）中壓抽汽： 4.4～4.7 MPa（g）、 440～450 ℃、最大流量1 400 t/h。

（2）低壓抽汽： 1.3～1.6 MPa（g）、 320～330 ℃、最大流量600 t/h。

上面的最大抽汽流量為3 臺機組的總量, 綜合考慮工業抽汽參數的需求, 汽輪機方案為中壓抽汽從汽輪機的再熱蒸汽管道抽出, 考慮管道壓損, 額定壓力為5.0 MPa, 采用中壓調節閥參調保證供熱壓力； 低壓抽汽從中壓缸抽出, 考慮管道壓損, 額定壓力為1.8 MPa, 采用旋轉隔板參調保證供熱壓力。 機組無純凝工況, 全負荷段均采用抽背模式運行, 所以該項目也是典型的“大頭小尾” 機組。 該項目設計抽汽量下典型工況的相關參數如表1 所示。

表1 某項目設計抽汽量下典型工況的相關參數

2.2 主蒸汽參數與機組負荷關系

將表1 中的設計工況及非設計抽汽量工況的主蒸汽參數與機組負荷的關系以散點圖型式顯示,分別如圖2 和圖3 所示。 圖中數據點說明（下同）：

（1）藍色數據點： 設計抽汽量工況中的中壓抽汽工況。

（2）紅色數據點： 設計抽汽量工況中的中壓不抽汽工況。

（3）綠色數據點： 非設計抽汽量工況。

圖2 主蒸汽壓力與機組負荷關系

圖3 主蒸汽溫度與機組負荷關系

由圖2 和圖3 中的數據點可知, 雙抽背壓機組的負荷與主汽參數并不是唯一對應關系, 由于抽汽量的多種組合變化, 圖中的數據點分布較為分散, 需找到1 個變量對主汽參數進行較為精準的控制。

由圖3 的數據點可知, 和常規抽凝機組不同,該項目的主蒸汽溫度并不是穩定不變, 而是大體上隨著負荷的降低而降低。 該項目的中壓抽汽由再熱熱段管道抽出, 通過調整中壓調節閥開度使再熱壓力（抽汽壓力）維持在5.0 MPa, 考慮到再熱管道壓降0.435 MPa, 基本不隨負荷變化, 高壓缸排汽壓力也就穩定在5.435 MPa, 且最低供熱負荷低至8 MW, 這是該再熱雙抽背壓機組與常規抽凝機組的最大區別。

在焓熵圖上表示額定抽汽量工況（簡稱額定工況）和40%額定抽汽量工況（簡稱40%額定工況）的高壓缸膨脹過程線, 如圖4 所示。 由圖中曲線可知, 40%額定工況的主蒸汽壓力較額定工況低,高壓缸的膨脹過程線整體右移。 為保證供熱壓力,高壓缸排汽壓力不變, 導致高壓缸排汽溫度升高。為了高壓缸排汽至鍋爐的管道及鍋爐再熱器的安全, 高壓缸排汽溫度暫不建議高于400 ℃, 基于此, 各負荷下主蒸汽溫度就不能維持566 ℃不變,而是需要滑溫運行。

圖4 高壓缸膨脹過程線

3 主汽參數控制策略

由于雙抽背壓機組抽汽量的多變性, 采用機組負荷為變量控制主蒸汽壓力和溫度在設計值有一定局限性, 沒有考慮抽汽量變化對機組負荷的影響, 在實際運行中可能會出現高壓調節閥全開抽汽量仍不能滿足需求的情況, 或主蒸汽溫度的目標值不能有效保證高壓缸排汽溫度不超限運行的要求。

基于上述信息, 同時考慮到該再熱雙抽背壓機組的主蒸汽壓力和溫度調整的主要依據是主蒸汽流量, 而主蒸汽流量并不能準確測量[8-9]。根據弗留格爾公式, 常規項目的調節級后蒸汽壓力與主蒸汽流量呈正比關系。 本項目受高壓缸排汽壓力為定值的影響, 其調節級后蒸汽壓力與主蒸汽流量并不是絕對的正比關系, 且主蒸汽流量越小偏離越大。 經評估, 對調節級后壓力進行分段處理,求得的主蒸汽流量與設計值的偏差在8‰以內, 因此采用調節級后壓力為變量對主汽參數進行控制是可行的。

3.1 主蒸汽壓力控制策略

將表1 中設計工況及非設計抽汽量工況的主蒸汽壓力與調節級后蒸汽壓力的關系以散點圖形式表示, 如圖5 所示。 對調節級后壓力進行分段處理, 選取合適的典型點, 機組定滑壓曲線也如圖5 所示, 對應數據如表2 所示。

圖5 機組定滑壓曲線

表2 機組定滑壓曲線數據

由圖5 可知, 采用調節級后蒸汽壓力作為變量, 主蒸汽壓力的變化趨勢較為集中。 機組運行時采用圖5 所示的滑壓曲線, 得到的目標主蒸汽壓力值與設計值偏差較小。 其中, 調節級壓力7.00～10.36 MPa, 有3 個數據點在曲線下方, 由于是低負荷工況, 其高壓缸排汽溫度接近高報警值,所以主蒸汽壓力按滑壓曲線取略高的值運行更利于機組安全。

3.2 主蒸汽溫度控制策略

將表1 中設計工況及非設計抽汽量工況的主蒸汽溫度與調節級后蒸汽壓力的關系以散點圖形式表示, 如圖6 所示。 同樣, 對調節級后壓力進行分段處理, 選取合適的典型點, 機組的主蒸汽溫度曲線也如圖6 所示, 對應數據如表3 所示。

圖6 機組主蒸汽溫度曲線

表3 機組主蒸汽溫度曲線數據

由圖6 可知, 除了曲線上方的3 個紅色數據點外, 采用調節級后蒸汽壓力作為變量, 主蒸汽溫度的變化趨勢也較為集中。 機組運行時采用圖6所示的溫度曲線, 得到的目標主蒸汽溫度值與設計值偏差較小。 圖6 中3 個紅色數據點代表的工況是中壓不抽汽工況, 當中壓不抽汽時, 中壓調節閥全開, 高壓缸排汽壓力較抽汽工況低得多,此時, 高壓缸排汽溫度也較低, 所以可提高相應工況的主蒸汽溫度以提高機組經濟性。 鑒于此情況, 當中壓不抽汽、 中壓調節閥全開時, 主蒸汽溫度運行控制建議按設置偏置的方式處理, 偏置值暫定為+40 ℃, 考慮偏置后的主蒸汽溫度須不高于566 ℃, 同時高壓缸排汽溫度不能超限。

4 結論

再熱雙抽背壓機組有抽汽量大、 抽汽工況運行負荷范圍大等特點, 不適用于常規的定滑壓曲線控制策略, 由于沒有考慮抽汽量對機組負荷的影響, 可能會出現在某些負荷下高壓調節閥全開供熱量仍不能滿足需求的情況。 采用調節級后壓力為變量的控制策略, 可有效解決上述問題, 實現對主蒸汽壓力和溫度的精準控制, 保證機組安全高效運行。