燃氣-蒸汽聯合循環機組協調控制策略設計

吳光明

（大唐華東電力試驗研究院，合肥 230088）

0 引言

燃氣-蒸汽聯合循環機組整體效率得到了大幅提升，具有啟動快、調峰性能好、占地小、耗水少、對環境污染小等顯著優勢[1]。此外，聯合循環機組高自動化程度、高穩定性優勢明顯提升，實現了電網調峰能力的增強，很大程度上優化了整個電網的運行能力[2]。隨著國民經濟的迅速發展，電網峰谷差日益增大，發展調峰用燃氣-蒸汽聯合循環機組電站勢在必行[3]。國內對于燃氣-蒸汽聯合循環機組的控制技術研究進度相對滯后，尤其是對于聯合循環機組協調控制的掌握程度相比常規燃煤機組差距較大。行業總結認為，主要原因是目前聯合循環機組的協調控制系統一般在燃機控制系統（TCS）中實現[4]。出于技術保密和封鎖，部分TCS關鍵功能被封裝，即使開放部分也以安全性為由，各聯合循環發電企業均需和廠家簽訂維護合同，僅能由廠家技術人員進行維護。目前，世界上燃機主要生產廠家有美國GE、德國Siemens、法國Alstom和日本三菱。近年來為了更好匹配改善大氣環境與電力發展的需求，國內逐步引入大型燃機，建設了一批燃氣-蒸汽聯合循環機組。如2014年底，上海電氣與意大利安薩爾多能源公司合作，在上海成立了合資公司，在打破國際燃機技術壁壘和服務壟斷的同時，促進了國內對燃機技術的進一步掌握，也對相關領域的技術人員提出了更高的要求。本文以某新建燃氣-蒸汽聯合循環機組為對象，結合調試過程對機組特點進行分析，提出了燃氣-蒸汽聯合循環機組協調控制策略設計思路。

某燃機工程為雙軸聯合循環機組，單元機組設有一臺燃機及其發電機、一臺余熱鍋爐和一臺汽輪機及其發電機。燃氣輪機由上海電氣與安薩爾多能源公司聯合設計制造，型號為AE94.3A，余熱鍋爐為三壓、再熱、臥式、無補燃、自然循環結構，蒸汽輪機為上海電氣設計制造的三壓、再熱、反動式、軸向排汽、抽汽凝汽式汽輪機。全廠整個聯合循環機組及其輔助系統將采用由分散控制系統（DCS）、燃機控制系統（TCS）、汽機控制系統（DEH、ETS）等和必要的獨立的保護、控制裝置來實現集中監控，具備網調AGC及一次調頻等功能。

1 協調控制策略分析

燃氣-蒸汽聯合循環機組涉及有燃機、余熱鍋爐以及蒸汽輪機，其中燃機運行中控制對象主要包括轉速、機組負荷、排氣溫度，為保證這些控制對象在燃機運行過程始終處于安全范圍內，在TCS中設計有啟動升程器、速度控制器、功率控制器、排氣溫度控制器、負荷限制器、壓比控制器、冷卻空氣限制控制器7個控制器，在燃機啟動直至額定負荷過程中完成不同階段的控制任務，并由燃料分配器把燃料分配給值班閥和預混閥。功率控制器在燃機發電機并網后接管轉速控制器，通過功率控制器（PID調節）控制燃機的負荷，使之與電網需求匹配。另外，負荷控制器還具有一次調頻功能。功率控制器的目標設定包括燃機側設定和接受協調側指令兩種方式，本文研究的主要內容正是聯合循環機組投入協調運行的控制方式。

對于分軸式燃氣-蒸汽聯合循環機組，其燃氣輪機發電機和蒸汽輪機發電機同時輸出電功率，燃氣輪機、余熱鍋爐以及蒸汽輪機三者是一個相互聯系的熱能動力系統，為了保證各分系統協調工作，必然要提出新的控制要求。由于燃機氣室容積效應小、熱慣性小，負荷變化反應靈敏，而余熱鍋爐及其蒸汽輪機有著較大的熱慣性和汽室容積，對負荷變化的響應則要反應遲鈍，因而聯合循環機組的協調控制的首要任務就是需要對單元機組的負荷指令進行分配。此外，協調控制的另一任務是需要調整余熱鍋爐和蒸汽輪機蒸汽參數，為確保蒸汽輪機安全經濟運行，其主蒸汽壓力需工作在合理安全的范圍內。

2 汽輪機壓力控制邏輯設計

為適應電網負荷調節快速性要求，聯合循環機組首要任務是負荷調節。聯合循環機組控制涉及的燃氣輪機和蒸汽輪機負荷響應速度有明顯差別，前文中已分析可知燃機具有負荷響應快速性的特點。此外，因余熱鍋爐吸熱過程的大慣性環節，主蒸汽壓力對燃機燃料量變化的響應存在明顯滯后。因此，用燃機控制負荷比控制壓力較為有利。同時，余熱鍋爐配置的大多是自然循環汽包爐，為了避免各汽包水位異常波動，也需要維持主蒸汽壓力的穩定。為保障余熱鍋爐系統和蒸汽輪機的安全經濟運行，以高壓蒸汽壓力控制為例，設計了蒸汽輪機側的高壓主蒸汽壓力控制回路如圖1所示。當余熱鍋爐蒸汽參數合格后，DEH控制蒸汽輪機沖轉、并網、帶負荷。

啟動初始階段的高壓主蒸汽壓力主要由高壓旁路系統進行控制，在高壓壓力控制器設定值基礎上疊加一個負偏置量x，如圖1（a）所示，此時高壓調門不參與主蒸汽壓力控制。進入初始帶負荷階段后，隨著高壓旁路系統逐漸關小，當高壓旁路調閥完全關閉后，啟動汽輪機初壓模式。在初始壓力模式下，汽輪機控制器工作及連續的控制調門打開，以使實際壓力達到高壓壓力設定值。在這期間，這是唯一工作的控制汽輪機高壓缸進口主蒸汽壓力的壓力控制器。通過在高壓壓力設定值的基礎上增加一個正偏置y的“關閉裕度”如圖1（b）所示，使高壓旁路閥保持在關閉位置。

隨著蒸汽流量的增加，汽輪機調門的開度越來越大。當蒸汽流量大約在70%時，汽輪機調門開度已經到100%。隨著鍋爐負荷（蒸汽流量）的進一步增加，主蒸汽壓力隨之增加。在高負荷范圍（70%～100%額定負荷），汽輪機處于深度滑壓狀態，此時高壓壓力設定值略低于實際滑壓值，汽輪機調門保持在100%開度，從而減小蒸汽輪機側的節流損失，最大限度地利用燃氣輪機排氣的余熱。

3 負荷控制邏輯設計

聯合循環機組總負荷為燃氣輪機負荷和蒸汽輪機負荷之和，理論上存在兩者負荷分配關系。在此基礎上，可形成聯合循環機組理論負荷分配控制方案，如圖2所示。從廠家提供的說明書及理論分析可知，燃機和蒸汽輪機負荷分配存在一定比例關系，圖2中通過燃氣輪機負荷分配系數KG及蒸汽輪機負荷分配系數KS對聯合循環機組負荷指令進行定量分配，分別獲得燃機負荷指令PGD、蒸汽輪機負荷指令PSD。該控制方式的原則是按穩態負荷進行負荷分配的，靜態時能夠滿足要求，但通過仿真發現在變負荷過程中[1]，由于余熱鍋爐及其蒸汽輪機系統熱慣性很大，蒸汽輪機的實際負荷響應具有一定的遲延，造成總負荷也無法快速跟隨其指令變化。

從工程實際情況分析，需要在總負荷控制精度及控制快速性兩方面進行協同考慮。聯合循環機組中燃機具有負荷響應快的特點，而余熱鍋爐相對慣性較大，蒸汽輪機做功則需要在燃機負荷變化后，排煙溫度及煙氣量隨之發生變化，再經余熱鍋爐進行熱量交換，做功介質升溫升壓后才能提升蒸汽輪機出力，相比呈現出非常明顯的滯后特性。因此，對上述聯合循環機組負荷分配方式進行調整，汽輪機負荷采用隨動方式，即汽輪機以最大做功能力運行，最大限度消納燃機余熱。形成如圖2所示汽輪機負荷隨動方式聯合循環機組負荷分配方式。

汽輪機負荷隨動方式聯合循環機組負荷控制方式已基本上能夠滿足燃氣-蒸汽聯合循環機組負荷控制要求，但從機組實際運行情況發現在機組升負荷階段，燃機側負荷能夠快速響應負荷總指令，按照設定速率調整至目標負荷。由于余熱鍋爐換熱環節遲延特性，在升負荷過程后期，進入蒸汽輪機的主蒸汽壓力快速上升，蒸汽輪機做功能力較升負荷初期明顯增強。隨著蒸汽輪機發電機負荷增加，為維持總負荷不變，則需燃機減負荷，形成燃機先超調再回調現象，正常超調量在4MW左右。這一過程對控制系統穩定性將產生不利影響，同時加劇了現場相關設備動作頻次。在接近額定負荷過程中，燃機側極易因快速升負荷，導致負荷控制器切換為排氣溫度控制器，它作用于燃料供應，控制燃機的排氣溫度，從而將透平入口溫度限制在允許的水平，而機組負荷控制將受限，不利于機組參與AGC和一次調頻調整。

針對上述現象，對汽輪機負荷隨動方式聯合循環機組負荷控制方式進行適當優化，增加DCS側燃機負荷指令限速環節，對送入燃機控制系統的負荷指令PGD進行限速處理。該限速功能通過引入余熱鍋爐側高壓主蒸汽壓力微分，動態調整燃機變負荷速率。因蒸汽輪機在高負荷階段采取的是深度滑壓方式運行，蒸汽輪機調閥保持全開，主蒸汽壓力升高，主蒸汽流量將增加，機組負荷也隨之升高。機組升、降負荷后期，蒸汽輪機側負荷快速變化，實際總負荷升降速率超過設定速率[5]，燃機側和蒸汽輪機側實際負荷分配比例發生了變化。通過對燃機負荷指令PGD的降速處理，平衡蒸汽輪機側較快的負荷變化率，能夠減少燃機側負荷超調，縮短變負荷過程的穩定時間。對于升負荷至額定負荷過程，能夠有效避免因燃機快速變負荷觸發排氣溫度控制器，保障機組有效參與電網調峰調頻。

4 工程應用及總結

某燃氣-蒸汽聯合循環機組在協調控制方式下的主要運行參數曲線如圖5所示。

由圖5可見，機組負荷升速率設定為14MW/min，在320MW～405MW連續升負荷過程中，變負荷初期燃機能夠提供快速的負荷響應，高壓蒸汽壓力和蒸汽輪機發電機負荷有較為明顯的遲延。采用改進后的汽輪機負荷隨動方式聯合循環機組負荷控制方式，在接近目標負荷時，解決了燃機負荷超調的問題。

針對燃氣-蒸汽聯合循環機組燃機與蒸汽輪機負荷響應特性差別，設計汽輪機負荷隨動方式聯合循環機組負荷控制方式，由燃機承擔快速響應機組負荷指令任務，蒸汽輪機側由旁路和汽輪機調門進行主蒸汽壓力控制。在此基礎上適當改進負荷分配方法，既保證了并網機組較好的調峰調頻能力和蒸汽輪機滑壓運行方式的經濟性，也提升了機組變負荷動態過程的穩定性，增強了機組運行安全性。