國產機組汽輪機調門控制優化

何華靖，何 春

（國家電投貴州金元集團鴨溪發電有限公司，貴州 遵義 563108）

鴨溪電廠#1機300MW機組是由東方汽輪機廠引進日立技術生產的N300-16.7/537/537/-8型亞臨界、中間再熱、雙缸雙排汽、凝汽式汽輪機。汽輪機DEH系統采用東方汽輪機有限公司提供的邏輯和畫面組態，并在DCS中采用一體化控制[1]。該系列機組采用四閥結構、三閥方式全電調控制的復合滑壓配汽方式。汽輪機配汽方式、控制方式、運行方式，及設備性能直接影響機組的調節特性、運行特性和經濟性，以及安全穩定運行水平。

1 機組運行狀況

#1機組在滑壓運行時，高壓調門節流比較嚴重，機組流量特性線性度不高，對機組的經濟性和安全性都存在一定的影響。通過全面的試驗研究工作，合理設置各高壓調門之間的重疊度，通過改進閥門升程特性，并在此基礎上采用合理的定—滑—定運行控制方式，以進一步提高機組運行的經濟性。

為全面掌握機組的運行現狀，分析機組存在的問題，并為確定機組合理的優化方案提供依據，調整優化前進行了相關試驗，全面掌握機組配汽特性對運行經濟性的影響。對機組設計及實際運行特性的分析，經過配汽特性計算，確定合理的調整優化方案。調門試驗在配汽特性調整的基礎上，確定機組合理的定—滑—定運行方式，并進行定—滑—定運行方式的調整和改進。

1.1 優化前機組運行及效率摸底試驗

為了考察機組的運行狀況，以及不同班組習慣運行時機組的經濟性，在機組優化前特別對不同班組在高、中、低負荷段進行了摸底試驗，試驗數據見表1。

表1 摸底試驗數據匯總Table 1 Summary of bottom test data

表1是由不同運行班組根據自己的運行習慣綜合起來的數據。將表1中的高壓缸效率與負荷的對應關系整理如圖1。從圖1可以看出，在同一負荷點，高壓缸的效率相差達5.5%左右。同一負荷點高壓缸效率的降低，主要由調門節流損失引起的。從表1數據分析繪制了主汽流量隨負荷的變化關系（見圖2）。

圖1 高壓缸效率隨負荷變化關系Fig.1 Relation between efficiency of high pressure cylinder and load

圖2 主汽流量隨負荷的變化關系Fig.2 Relation between main steam flow and load

1.2 優化前的機組調節系統帶負荷試驗

在機組調峰運行負荷范圍內按照機組正常運行方式，從300MW負荷開始，負荷每變化10MW穩定運行后，進行一次試驗記錄，直至機組滿負荷。帶負荷試驗高壓缸效率與運行負荷/修正后負荷的關系如圖3。由于機組本身并沒有按照特定的滑壓曲線進行運行，導致機組在滑壓區域運行熱耗，隨著負荷的降低逐級升高。滑壓區熱耗相差竟達400kJ/kW·h。通過對調門進行優化，調整滑壓區的運行方式，可使滑壓區熱耗隨負荷降低的升高幅度減小，熱耗偏差控制在200kJ/kW·h以內。

圖3 修正熱耗與運行負荷/修正后負荷的關系Fig.3 Relationship between corrected heat rate and operating load/corrected load

2 機組配汽特性的調整優化

2.1 機組配汽設計特性的分析

通過配汽試驗證實，機組的配汽特性曲線不僅影響機組在中高負荷區的經濟運行，同時對機組的調節特性也有一定的影響。圖4是機組在原設計狀況下的流量特性曲線。從圖4可以分析，雖然原設計在機組流量特性曲線拐角處進行了一定程度的修正和處理，但仍然無法改變機組流量曲線的非線性。尤其是在70%～75%左右，機組運行處于滑壓和定壓運行拐角的時候，流量特性存在嚴重的非線性[2]。

圖4 機組設計的配汽機構流量特性曲線Fig.4 Flow characteristic curve of steam distribution mechanism designed for the unit

2.2 機組配汽特性的優化

為減小調整改進工作的范圍，保留了機組原設計的啟動、運行控制方式，配汽特性的改進主要是對調門的組態關系進行優化。改進后的調門特性，一定程度上減小了調門之間的重疊度，降低了中高負荷區的節流損失；另一方面，改進后的特性曲線優化了調門的流量特性（見圖5）。優化后的特性曲線既保證了高負荷區調節的響應能力，同時又將流量曲線的拐點移到低負荷區，即滑壓運行區域之外。這樣就可以保證在長期運行的滑壓運行區域不受拐點的影響，減少節流損失，提高機組經濟效益[5]。

圖5 改進后的高壓調門流量特性曲線Fig.5 Flow characteristic curve of improved high-pressure control valve

2.3 機組定—滑—定運行方式的優化

優化原則：調整機組的配汽機構的流量非線性補償特性，使機組汽門的重疊度和重疊范圍合理，保證在滑壓運行的閥位點附近運行調節特性良好。調整機組的配汽機構使機組在閥位附近有明顯的高效運行區，保證機組滑參數運行的經濟性[4]。

2.3.1 額定負荷區域主汽壓力的確定

圖6是300MW工況下機組熱耗隨主汽壓力變化的關系。從圖6中可以看出，機組在設計壓力16.67MPa下并不是最經濟的情況。機組熱耗隨主汽壓力的升高逐級降低，但當主汽壓力升高到16.83MPa左右時，熱耗下降趨勢逐級減緩。當主汽壓力達到17.0MPa時，基本上達到機組熱耗的最低點。因此，建議在高負荷區域，主汽壓力應維持在16.9MPa～17.1MPa之間運行。

圖6 額定負荷下機組熱耗與主汽壓力的關系Fig.6 Relation between unit heat consumption and main steam pressure under rated load

2.3.2 機組起始滑參數運行閥位的確定

試驗研究表明，以兩閥點作為機組滑參數運行的起點，具有最好的運行經濟性，而考慮到機組調節特性的要求，第3個調門與第1個、第2個調門必須有一定的重疊度。因此，在配汽特性優化的基礎上，合理確定最佳的運行閥位是機組定—滑—定運行方式優化的關鍵[3]。

通過閥門優化試驗，在保證CV1、CV2接近全開的情況下調整CV3，通過機組的相對熱耗，考核機組的經濟性，試驗結果如圖7。試驗表明，在CV3開度較小時，保證CV1、CV2在67%左右，可使機組的熱耗最低。以此作為滑壓運行區域的運行閥位，可使機組有較好的經濟性。

圖7 機組相對熱耗與CV3的關系Fig.7 Relation between unit relative heat consumption and CV3

2.3.3 基本的定—滑—定運行參數的確定

根據機組的設計情況，機組滑參數運行的負荷范圍在90MW至起始負荷之間，小于90MW負荷轉為定壓運行。通過試驗，建議在主汽壓力低于12MP～12.5MPa后，轉為定壓運行（見圖8），此時負荷在180MW～190MW左右。

圖8 下滑點位置機組熱耗與主汽壓力之間的關系Fig.8 Relationship between unit heat consumption and main steam pressure at the sliding point

根據上述原則確定的機組定—滑—定運行控制方式的組態回路如圖9。

機組有效運行背壓范圍，根據機組年實際平均背壓運行范圍確定為2.5kPa～11.0kPa。因此，組態回路的背壓限制的變化范圍為-3 kPa～5.5kPa，在機組滑參數運行范圍內背壓變化1kPa，平均影響負荷1500kW，同時對修正功率也加以限制，限制其變化范圍為-4.5MW～8.25MW，以進一步避免因背壓測量回路不正常對主汽壓力正常控制的影響。圖9中：模塊1的組態關系由試驗確定的負荷與主汽壓力關系見表2、模塊2的組態關系見表3、模塊3的組態關系見表4。

表2 定—滑—定運行負荷與主汽壓力的關系Table 2 Relation between constant - sliding - constant operating load and main steam pressure

表3 背壓組態關系（運行測量背壓為兩臺凝結器的平均背壓）Table 3 Backpressure configuration relationship (backpressure measured during operation is the average backpressure of two condensers)

表4 背壓與功率修正關系Table 4 Correction relationship between back pressure and power

圖9 考慮背壓變化的負荷—主汽壓力控制方式Fig.9 Load-main steam pressure control mode considering back pressure change

3 優化試驗結果分析

3.1 優化前后高壓缸效率的比較

通過調門特性的改進，機組在滑壓運行的拐點附近高壓缸效率明顯提高，在240MW附近高壓缸效率提高達2.3%左右。可見，CV1&CV2和CV3之間重疊度的減小，對減小節流損失，提高高壓缸的效率具有非常明顯的效果。

3.2 優化前后機組熱耗的比較

將優化后的熱耗與優化前的熱耗在幾個負荷點上進行對比，機組通過配汽特性和參數優化，可以將中高負荷區域的熱耗水平降低70 kJ/kW·h～107kJ/kW·h。其中，由于改進后運行參數的優化調整使熱耗減小40kJ/kW·h～60kJ/kW·h左右，通過調門特性改進，優化了調門在中高負荷區的配置方案，在保證優化參數的前提下盡可能減小節流損失，也使機組熱耗相應降低達40kJ/kW·h～50kJ/kW·h左右。

3.3 優化前后機組煤耗水平的比較

圖10是機組優化前后機組在中高負荷區域煤耗下降的情況，從圖10可以看出優化調整后機組煤耗下降幅度與負荷的關系。滑壓運行區內煤耗降低的水平非常明顯，平均的煤耗下降幅度達到4g/kW·h。到定壓運行區域，由于改進前后都存在一定程度的節流，閥門特性對熱耗的影響隨著負荷的升高越來越不明顯，因而熱耗的降低有所減小。

圖10 優化調整后機組煤耗下降幅度與負荷的關系Fig.10 Relation between coal consumption reduction and load of unit after optimization and adjustment

機組全年的運行經濟性的提高與機組運行負荷率的分布有很大的關系，以機組年平均負荷率75%，不同負荷率隨時間均勻分布計算，機組平均煤耗下降幅度達到3.5g/kW·h左右。極端情況負荷率以最高、最低分布時機組平均煤耗下降為2.5g/kW·h；全工況保持75%時，機組平均煤耗下降為4g/kW·h。在正常的隨機負荷分布下，機組平均煤耗下降幅度應在3.2g/kW·h以上。

3.4 最佳滑壓運行曲線

#1機組配汽特性調整改進后，在實現了提高高壓缸運行效率的同時，可保證機組的安全、穩定運行，為電廠其他機組的調整改進工作積累了詳實、可靠的經驗。通過以上試驗數據，得出了最佳滑壓曲線的上下拐點，將兩個拐點相連，即為最佳滑壓曲線（見圖11）。

圖11 最佳滑壓運行曲線Fig.11 Optimal sliding pressure operation curve

4 結語

機組經配汽特性調整后，整體高壓缸效率顯著提高，兩閥點高效區明顯，為實際機組運行方式的優化創造了條件。采用背壓修正的定—滑—定控制方式，可保證滑壓運行在最佳閥位下運行，提高了機組滑參數運行的經濟性。

建議在高負荷定壓運行區域，主汽壓力選擇在16.9MPa～17.1MPa之間運行；建議在高負荷定壓運行下行的總閥位指令降低到62%時，采取滑壓運行方式，維持閥門開度基本不變，此時機組的修正負荷在260MW左右，調節級壓力在10.35MPa左右。在滑壓運行下行時，主汽壓力達到12.0MPa～12.5MPa之間，采取定壓運行方式，維持壓力不低于12.0MPa。對運行班組人員進行系統培訓，保證機組運行參數在最近運行工況范圍內。

通過配汽特性調整及運行方式優化，機組的整體運行經濟性明顯提高，使機組平均的煤耗水平下降3.5g/kW·h，達到了預期的調整改進目標，并取得了一定的經濟效益。