基于調(diào)節(jié)級主汽流量進行汽機動態(tài)滑壓應用探討

江蘇利港電力有限公司 張志亮 汪文鑒 蘇瑞峰 劉 軍 季金明

滑壓運行是汽輪發(fā)電機組節(jié)能降耗的主要的手段之一。通常的滑壓曲線是以負荷作為自變量確定最優(yōu)主汽壓力的，當機組有供熱、再熱減溫水量變化、背壓變化等致使機組實際運行狀態(tài)偏離試驗狀態(tài)時，滑壓壓力會偏離試驗給出的最優(yōu)狀態(tài)。很多專家學者以對此進行了研究，如抽汽供熱對滑壓的影響等，提出了一些解決方法，如利用會熱系統(tǒng)汽水矩陣方程，考慮電負荷、抽汽供熱量、背壓變化圖形的汽輪機滑壓優(yōu)化計算方法等，但因現(xiàn)場工程應用的測量精度往往達不到精確計算的要求，理論上可行但實際應用較難，且參與計算的點越多偏差越大。

1 調(diào)節(jié)級主汽流量壓力滑壓函數(shù)確定與實現(xiàn)

1.1 調(diào)節(jié)級主汽流量壓力滑壓函數(shù)確定

當前廣泛利用費流格爾公式和一些修正方法得到精度較高的主汽流量，為得到更精準熱耗率等經(jīng)濟指標用于性能監(jiān)測，但因在線測點的精度只用于工程運行監(jiān)控需要，要想根據(jù)費流格爾公式得到精準的主汽流量較困難，根據(jù)一些文獻資料研究[1-2]，可利用機組依據(jù)ASME標準進行的高精度要求的性能試驗數(shù)據(jù)計算的主汽流量及在線的調(diào)節(jié)級主汽流量與負荷進行對應匹配，試驗期間的負荷與調(diào)節(jié)級主汽流量是單值函數(shù)關系，最終可確定以調(diào)節(jié)級主汽流量為自變量的機組滑壓運行曲線。

負荷（MW）、主汽壓力（MPa）、試驗主汽流量（t/h）、調(diào)節(jié)級主汽流量（t/h）對應關系如下：580/24.20/1653/1661，550/23.20/1547/1567，500/21.61/1378/1411，450/19.94/1234/1254，400/18.27/1080/1098，320/15.00/865/865。負荷與試驗主汽流量、在線調(diào)節(jié)級主汽流量關系曲線如圖1，兩個主汽流量有些偏差但不影響負荷與其一一對應關系。

圖1 負荷與各主汽流量關系

調(diào)節(jié)級主汽流量是由調(diào)節(jié)級壓力為自變量的單一函數(shù)生成，而調(diào)節(jié)級壓力測量有三個0.01級的壓力變送器測得，數(shù)據(jù)準確性可得到保證，雖然由調(diào)節(jié)級壓力單一函數(shù)生成的主汽流量不是由經(jīng)典的費留格爾公式計算得出，但經(jīng)過機組考核試驗及通流改造試驗及滑壓優(yōu)化試驗結果都已證明該主汽流量與試驗計算的主汽流量比較接近，且與負荷也成線性比例變化，該主汽流量變化趨勢能能客觀反映進入汽輪機高缸的能量變化。分別根據(jù)調(diào)節(jié)級主汽流量和負荷作為自變量形成的一一對應的分段滑壓函數(shù)見表1，利用表1數(shù)據(jù)可得出調(diào)節(jié)級主汽流量壓力滑壓函數(shù)曲線（圖2）。

表1 調(diào)節(jié)級主汽流量與負荷對應的滑壓計算公式

圖2 調(diào)節(jié)級主汽流量與滑壓函數(shù)關系

1.2 調(diào)節(jié)級主汽流量壓力滑壓函數(shù)實現(xiàn)

利用原有的滑壓控制邏輯，添加一路以調(diào)節(jié)級主汽流量為自變量的新滑壓函數(shù)（圖3）。

圖3 滑壓控制邏輯系統(tǒng)

2 主要變量對滑壓的影響

2.1 不同負荷新、舊滑壓函數(shù)應用對比

通過以上滑壓控制邏輯的添加，實現(xiàn)調(diào)節(jié)級主汽流量為自變量的新滑壓函數(shù)。450MW汽耗率對比：修正后負荷（MW）445.544/444.849，修正后主汽流量（t/h）1299.594/1282.914，滑壓壓力（MPa）/19.860/20.286，GV3開度（%）/17.780/14.252，排汽溫度（℃）28.947/28.456，汽耗率（kg/kW.h） 2.917/2.884；500MW汽耗率對比：修正后負荷（MW）498.978/495.990，修正后主汽流量（t/h）1458.152/1434.393，滑壓壓力（MPa）21.649/21.836，GV3開度（%）19.879/18.046，排汽溫度（℃）30.075/29.361，汽耗率（kg/kW.h）2.922/2.892；550MW汽耗率對比：修正后負荷（MW）550.012/550.454，修正后主汽流量（t/h）1587.555/1582.119，滑壓壓力（MPa）23.234/23.328，GV3開度（%）22.013/21.949，排汽溫度（℃）31.935/30.471，汽耗率（kg/kW.h）2.886/2.874。

相同負荷工況盡量選擇供熱量相近或無供熱、再熱減溫水相近等工況較穩(wěn)定的時間段數(shù)據(jù)，負荷及主汽流量均是經(jīng)過主、再參數(shù)及排汽溫度修正，計算結果表明調(diào)節(jié)級主汽流量滑壓函數(shù)投入后的汽耗率比負荷滑壓函數(shù)的汽耗率均有所降低。

2.2 中壓供熱量對滑壓的影響

我廠650MW機組的供熱模式主要分為主汽提供的高壓供熱和熱再抽汽提供的中壓供熱，某些資料研究[3]已提出抽汽模式下使用負荷滑壓曲線已不合適，提出進行滑壓修正或采用主汽流量為自變量的滑壓曲線。

機組負荷600MW經(jīng)過邊界參數(shù)修正后，在主汽流量幾乎維持不變的情況下供熱約120t/h，機組負荷下降了約32.56MW，也就是平均抽出再熱汽37t/h影響負荷變化10MW。假設依舊以負荷壓力函數(shù)算計算滑壓，如果負荷450MW供熱120t/h，主汽流量保證不變的情況下負荷下降約32MW、實際負荷418MW，而450MW對應的滑壓壓力為19.94MPa，418MW對應的滑壓壓力為18.87MPa，滑壓壓力相差近1MPa。由滑壓試驗結果推導出約15kJ/kWh熱耗變化，約0.3g/kW.h煤耗。這是最大抽汽供熱流量情況下原滑壓所造成的損失。通過等墑焓降法進行了再熱抽汽供熱120t/h的經(jīng)濟性影響核算，75%THA設計工況下，影響熱耗約555kJ/kW.h，影響約32.7MW負荷，證明以上試驗結論符合理論計算結果。

如果以調(diào)節(jié)級主汽流量滑壓計算，由于主汽流量幾乎沒有變化則其滑壓壓力也維持不變，抽汽供熱量的變化不會引起滑壓壓力的變化，機組運行也不會偏離經(jīng)濟工況點。

2.3 再熱器減溫水流量對滑壓的影響

對于鍋爐設計來說再熱器減溫水是作為事故噴水使用，但由于我廠650MW機組在較高負荷工況時經(jīng)常無法利用燃燒器擺角完成再熱汽溫度的調(diào)節(jié)，實際運行情況不得不將其作為調(diào)節(jié)再熱器溫的常用的手段，再熱器減溫水投用后只在中低壓缸膨脹做功，屬于低壓蒸汽循環(huán)，機組功率不變的情況下勢必減少高壓缸主汽流量做功，再熱減溫水量特別是給泵抽頭提供減溫水的投入對機組經(jīng)濟性是不利的[4]。

在機組負荷520MW、再熱器減溫水流量35t/h左右及近乎沒有減溫水的兩個工況主汽流量的比較如下：事故噴水量（t/h）35.1/2.4，負荷（MW）525.8/525.65，主蒸汽流量（t/h）1478.13/1488.56，主汽壓力（MPa）21.95/22.37，主汽溫度（℃）569.1/567.4，再熱汽溫度（℃）571.2/561.2，排汽溫度（℃）29.6/30.1，舊函數(shù)滑壓壓力（MPa）22.28/22.43，新函數(shù)滑壓壓力（MPa）22.15/22.41。

以上兩個工況均沒有供熱，負荷、主汽流量均經(jīng)參數(shù)修正，在機組負荷相近的情況下，投入減溫水近35t/h的工況1和投用很小的減溫水的工況2的主汽流量要少近10.42t/h，工況1利用負荷滑壓函數(shù)計算的滑壓壓力為22.43MPa，投用減溫水如依舊以舊的滑壓函數(shù)計算如機組功率沒有變化的情況下，滑壓壓力依舊是22.43MPa，但利用調(diào)節(jié)級主汽流量滑壓函數(shù)計算的壓力為22.29MPa，相差0.13MPa。

利用等效焓降計算給泵抽頭再熱減溫水35t/h對主汽等效熱降減少量25.13kJ/kg，假設主參數(shù)不變的情況下則主汽流量下降0.74%，以上工況2主汽流量則相應下降到1477.54t/h，與工況1實際投入減溫水35t/h的主汽流量1478.13t/h偏差僅0.59t/h，證明實際結論符合理論計算結果。

2.4 背壓變化對滑壓的影響

相同負荷背壓的變化主要是循環(huán)水流量、溫度不同或凝器清潔度、真空嚴密性等諸多變化引起。一些文獻資料也都給予了這方面的研究，背壓變化不僅影響機組的出力和經(jīng)濟性，還有給泵小汽輪機出力和耗汽量的改變。無論是中、低壓缸做功能力的下降還是末級低加抽汽量變化引起的附加做工能力的變化，對于機組來說要想保證機組目標負荷，則會增加高缸進汽量做功以彌補如上損失。如果依舊用負荷滑壓曲線運行，會使得調(diào)門開度偏離經(jīng)濟工況點。解決這個問題主要有兩種方法，一種是直接在原有的負荷滑壓曲線上添加一路修正[5]，一種就是利用主汽流量滑壓。

滑壓優(yōu)化試驗提供了不同背壓下以負荷計算滑壓提供的滑壓曲線如下三條：y=0.03466x+5.18911（背壓9.2kPa）；y=0.03401x+5.03704（背壓7.0kPa）；y=0.03343x+4.90038（背壓4.6kPa），式中y為滑壓壓力、x為負荷。通過再次擬合壓力變化與排汽溫度變化得出壓增函數(shù)如下：Δp排汽=0.0015t2-0.0502t+0.0695。故在實際運行中通過設置該壓力偏置達到經(jīng)濟工況點的目的。實際應用是在圖3滑壓控制邏輯系統(tǒng)的SLIDSP-A后串聯(lián)一路偏置，用于排汽溫度偏差給予修正，這就形成了新、舊兩路滑壓計算模式的輸出。

夏季高溫天氣情況，在不供熱等其它干擾盡量排除情況下的不同負荷進行新、舊滑壓輸出的比較為：負荷（MW）550.97/507.39/450.65/403.55，循環(huán)水溫度（℃）30.44/30.31/30.00/29.87，排汽壓力（kPa）7.47/7.14/6.55/6.26，舊滑壓壓力SLIDSP-A1（MPa）23.2/22.12/20.01/18.32，修正后舊滑壓壓力（MPa）23.7/22.57/20.35/18.59。驗證結果表明，新滑壓壓力與舊滑壓壓力偏差2.84%，排汽溫度修正后的舊滑壓壓力與新滑壓壓力偏差僅為1.7%左右，符合客觀事實。

因夏季負荷率較高，以520MW負荷計算，舊滑壓壓力沒有經(jīng)過背壓修正的情況下，新、舊滑壓壓力偏差0.56MPa，根據(jù)滑壓優(yōu)化試驗結果推導出約7.42kJ/kWh熱耗變化，折算約0.27g/kW.h煤耗。通過汽輪機廠家提供的排汽壓力對功率的修正公式計算負荷520MW，排汽壓力7.24kPa背壓下影響功率約15.5MW，也即當前的主汽流量在設計背壓下應該發(fā)電535.5MW。兩者滑壓壓力偏差0.49MPa，與上述新、舊滑壓壓力偏差0.56MPa相差0.08MPa，考慮機組已存在經(jīng)濟性下降事實，新函數(shù)計算的滑壓壓力比理論上偏大應屬正常現(xiàn)象。該結論證明以上試驗結論符合理論計算結果。

綜上，利用機組滑壓優(yōu)化試驗數(shù)據(jù)，分析比較在線的調(diào)節(jié)級壓力計算的主汽流量與滑壓試驗計算的主汽流量、負荷之間的關系，再確定調(diào)節(jié)級壓力計算的主汽流量與主汽壓力的變化關系，得出的滑壓曲線，通過近一年的運行觀察試驗比較，該滑壓曲線能反應熱再抽汽供熱、再熱減溫水量、背壓等主要影響因素的變化，使用該曲線得出的滑壓壓力可使機組始終維持在試驗中的經(jīng)濟工況點運行。該調(diào)節(jié)級主汽流量滑壓曲線的邏輯控制使用測點少，函數(shù)計算簡單、使用方便，可滿足機組響應各種因素擾動而偏離經(jīng)濟工況點的動態(tài)滑壓運行的要求。