基于經濟性和調頻特性的過載補汽機組滑壓曲線優化

游國軍，王煥敏

（1.江西贛能豐城二期發電廠，江西豐城331100；2.貴溪發電有限責任公司，江西貴溪335400）

0 引言

隨著電網峰谷差幅逐年增大以及清潔能源的大規模并網，電網對火力發電機組調頻性能及品質的要求日益提高。為了保證發電機組的供電質量，國網根據電監會發布的《發電廠并網運行管理規定》（電監市場〔2006〕42號）和《并網發電廠輔助服務管理暫行辦法》（電監市場〔2006〕43 號）分別制定了“兩個細則”，對火電機組AGC和一次調頻的投入率，調節指標的考核標準進行了嚴格的規定。基于我國經濟快速發展對電力的需求和一次能源的分布現實，火力發電機組在未來十年內仍然是我國電源市場的主力，也是承擔電網調頻調峰的主力機組[1]。因此，兼顧機組運行經濟性，保證機組調頻響應能力將是火電機組在新形勢下角色定位的必然選擇。

傳統的火電機組運行方式優化調整僅片面考慮機組效率最大化，即以機組熱耗率最小為原則來選取該負荷下的機組最優進汽壓力[2]。因此，試驗得出的最優運行方式難以滿足機組實際調峰運行的需要，甚至與電網調頻安全相背離。文中綜合研究汽輪機組變壓運行熱經濟特性、調頻安全特性等多因素，獲得機組在各運行工況下最優滑壓曲線，在保證機組經濟性的基礎上，兼顧機組參與調頻的能力。

1 恒壓和滑壓下的負荷控制特性

汽輪機運行時，其功率必須與外界負荷相適應，并保持在一定的轉速運行。 當外界負荷改變時，汽輪機通過能控制進汽量的配汽機構調節其出力。在不同的配汽方式下，汽輪機可以選擇不同的運行模式，例如恒壓運行，滑壓運行和復合變壓運行。 當汽輪機在固定閥序下以固定功率水平或設定功率運行時，主蒸汽壓力，汽輪機調節閥位和機組負荷之間存在固有的數值關系。如圖1 所示。

機組運行在滑壓段和定壓段的機組熱力特性是不同的。機組運行在滑壓段時，負荷的改變主要是依靠主蒸汽的熱力參數改變來實現，汽機調門對機組負荷的作用很弱；在定壓段時，負荷的改變主要是通過汽機調門開度改變來實現，主蒸汽的熱力參數由鍋爐的燃料量變化來維持[3]。

圖1 定壓和變壓運行下汽輪機進汽壓力和閥位關系圖

2 火電機組整體經濟研究

根據汽輪機原理，汽輪機組配汽方式和運行方式之所以影響變工況熱經濟性，究其本質，是由于汽輪機高壓調節閥的節流特性而導致的[4]。當前，機組變壓運行熱經濟特性試驗都是獲取進汽壓力與機組熱耗率之間的數值對應關系，往往沒有考慮或者忽視調節閥閥位參數對熱經濟的影響。其實，汽輪機組在既定配汽方式與閥門開啟順序下定功率運行時，進汽壓力、調節閥閥位、高壓缸相對內效率以及機組熱耗率彼此之間存在著固有的數值對應關系。在以“調頻調峰功率”為跟蹤目標的電網調度模式下，研究調節閥閥位對汽輪機組熱經濟的影響，有助于揭示汽輪機組在定功率下可行閥位區間內機組熱耗率的連續變化趨勢，展現不同類型汽輪機組定功率變壓運行的內在固有規律。

圖2顯示了N650-24.2/566/566超臨界節流機組在90%額定負荷條件下的熱經濟特性，該機組配備了兩個高壓主調節閥和兩個補汽閥。從圖2可以看出，隨主蒸汽壓力提升，汽輪機進汽流量控制方式由補汽閥參與調節模式逐漸轉變為主調節閥純節流調節模式，機組熱耗率及高壓缸內效率等在補汽閥的啟閉點出現拐點。由于調節閥的節流特性，該機組的熱耗率隨著調節閥的閥位降低而增大，高壓缸效率也隨之降低。但也應該看到進汽壓力的提升幅度越大，主調門的節流蓄能將越大，這對于機組動態調頻響應是有利的。

圖2 90%額定負荷下的機組熱經濟特性

3 調節閥節流調頻對熱耗率的影響

在恒定功率下，發電機組一次調頻動態特性顯著影響系統的安全穩定水平，是“網廠協調”的一項重要內容。一次調頻動態特性不但取決于調速系統的設計、還依賴于機組固有蓄熱，這在一次調頻的快速響應中起著直接作用[5]。 圖3 顯示了在90%額定負荷工況下的主蒸汽壓力、總閥位指令和最大頻率調節能力的關系。

圖3 90%額定負荷下的機組調門閥位和調頻能力特性對應圖

比較定功率下不同主蒸汽壓力和相應的調節閥閥位，很容易看出，當調節閥閥位低于70%時，由于調節閥的節流過大，一次頻率蓄能過剩。根據圖3中的主蒸汽壓力或調節閥閥位，并借助圖2，可以對因調節閥節流而引起的熱耗率變化進行數值量化。在滿足一次調頻要求的能量存儲，通過熱經濟性的必要約束來優化主蒸汽壓力的滑壓曲線，可以避免調節閥的過度節流，有利于指導一次調頻工作的合理發展[6]。在這種條件下，主蒸汽壓力、調節閥閥位、機組熱耗和機組一次調頻能力之間的關系如圖4所示。

圖4 90%額定負荷工況下機組經濟性和調頻特性

從圖4可以看出，當在90%額定負荷工況下主蒸汽壓力約為23.6 MPa時，該運行工況可以滿足6%Pe的一次調頻能力[7]。另一方面，為了確保在此工況下機組的一次調頻能力，需要將設備的總閥位命令從97%降低到約71%，機組的熱耗率從最低的7 990.4 kJ/kW·h升至8 004.0 kJ/kW·h。這對機組經濟性的影響不容忽視。

分析機組四個月的頻率波動數據，如表1 所示，機組的一次調頻動作主要集中在低頻動作（頻率波動在±0.066 7 Hz 以內），占比達到了95%以上。如果單一采用“調節閥節流調頻”或者說“提升主蒸汽壓力曲線”方式來保證機組能夠響應電網頻差波動在±0.066 7 Hz 以上的調頻負荷要求，將給發電企業帶來不容小覷的經濟損失[8]。

表1 四個月電網頻率波動數據統計

因此，頻差波動在±0.0667 Hz以內的調頻負荷要求，可以將90%額定負荷工況下主蒸汽壓力設定為23.1 MPa，綜合最優閥位在94%左右，機組的熱耗率從最低的7 990.4 kJ/kW·h 升至7 995.0 kJ/kW·h。對于頻差波動在±0.066 7 Hz 以上的調頻負荷要求，當電網頻率低需要加負荷時，通過開汽機補汽閥來實現；當電網頻率高需要減負荷時，通過關汽機調門來實現，采用以“短時段”的蓄能損替代“長時段”的調節閥節流調頻能損[9]。

4 基于經濟性和調頻特性的滑壓曲線優化

由此，為了保證機組在各種工況下的一次調頻能力，并使機組的熱耗率相對較低，在這兩個邊界約束條件下開展機組的滑壓曲線優化工作[10]。主要流程簡要說明如下：

1）將各典型負荷段下得到的經濟指標最優的主蒸汽壓力和機組負荷的對應曲線作為機組的滑壓曲線，設定為主蒸汽壓力的粗調函數，實現經濟模式下的主蒸汽壓力自動跟蹤；

2）以綜合考慮機組經濟性和調頻特性的汽輪機最優閥位為目標，通過改變主蒸汽壓力設定值偏置將汽輪機運行閥位控制在最優閥位附近。最終得到的主蒸汽壓力實際設定值可以實現穩態工況下最佳閥位的自動鎖定，完成機組滑壓曲線的動態優化。主蒸汽壓力優化控制圖如圖5所示。

圖5 主蒸汽壓力設定值優化控制圖

圖6 為機組運行在綜合考慮經濟性和調頻特性最優工況下的滑壓設定值和經濟指標最優滑壓曲線的對比圖。從表2 可以看出，在330 MW~550 MW 負荷區間下優化后的主蒸汽壓力比原始值平均提高了0.54 MPa，大大提高了該負荷段下機組的儲能水平，機組的一次調頻響應能力達到了電網調頻需求，但同時也增加了機組的熱耗率，使機組的經濟性下降[11]。

圖6 主蒸汽壓力優化前和優化后對比圖

表2 機組各運行工況主蒸汽壓力優化值

滑動壓力曲線的優化計算被應用于機組的實際操作。優化后的四個月一次調頻合格率由原來的30%左右大幅度提高到80%左右，大大減少機組因一次調頻不合格受到電網的考核。從結果來看，盡管優化的運行工況犧牲了一定的機組經濟性，但機組的一次調頻能力得到了改善，滿足電力生產機網協調要求。

5 結語

對于帶過載補汽節流配汽機組，一定主調門閥位、補汽閥閥位對應一定的熱經濟性和調頻蓄能。為滿足機網協調需求，以瞬時段的補汽閥開啟調頻能損來回避長時段的主調節閥節流調頻能損是較為經濟的運行方式；基于機組的經濟性和調頻特性，引入各典型工況下汽輪機最優閥位對滑壓曲線的校正，開展機組滑壓曲線的優化，由此得到的滑壓曲線既能保證機組的一次調頻能力，又可以減少由于主調閥過度節流帶來的經濟損失。