摘要：从汽轮机调节阀压损、机组运行参数变化、热力系统运行状态变化等方面，分析供热机组最优滑压运行曲线与厂家提供的滑压曲线存在的偏离，采取对机组主汽压力自动寻优，在稳定工况保持汽轮机精确阀位控制、对机组运行特性参数进行全工况实时校正、供热抽汽量及排汽压力对运行主蒸汽压力修正等措施，优化机组运行控制。经过阀点优化，供热机组在低负荷工况下，节流损失减少并兼顾循环效率，起到良好的节能降耗效果。
关键词：汽轮机 供热 阀点 滑压 运行 控制 优化
0前言
国内电源装机容量快速增长，火电机组利用小时数逐年降低，大容量机组调峰的时间越来越多，供热机组也要参与调峰，一些原设计带基本负荷的大型汽轮发电机组也被要求深度调峰。机组长期处于低负荷运行，效率大大降低，同时机组受回热系统设备运行状况、供热抽汽量、排汽压力等因素的影响，机组最优滑压运行曲线与厂家提供的滑压曲线存在着很大的偏离。因此，如何提高机组在低负荷阶段的运行经济性对节能降耗工作具有重要的意义。
“供热机组调节控制优化”以300MW亚临界供热机组为研究对象，汽轮机为300MW等级、亚临界、中间再热、高中压合缸、两缸两排汽、单抽采暖、凝汽式汽轮机。高、中压缸采用合缸结构，低压缸为对称分流式，机组型号为C300/273-16.7/0.4/537/537。通过对机组实际运行条件变化对滑压优化运行性能的影响分析，总结得出为保持滑压优化运行效果而必须采取的修正策略，通过现场滑压优化试验工作确定“阀点滑压优化策略”，已有效提高机组的运行经济性能。
1机组现状
机组于2006年投产，原机型为300P，设计于上世纪90年代末，由于设计、制造年限较早，工艺落后，经济性能指标低，相对于目前先进技术有一定差距，于2014年机组大修期间进行通流部分改造。
1.1汽轮机效率变化的影响
机组高、中压缸效率均有不同程度的偏低；在各试验工况下，#6机组高缸效率偏低4.3～6.5%、中缸效率偏低3.2～3.6%，#7机组高压缸效率偏低4.6～12.6%、中压缸效率偏低3.6～4.3%。引起高、中缸效率的原因主要有如下几个方面：
1）安装调整原因及运行中的磨损，汽轮机内部动静部分间隙偏大，引起级内损失增大；
2）150MW工况，高压调整阀开度偏小，节流损失大。说明在当前实际运行压力下，高压调门节流损失很大。建议在150MW负荷工况下，可适当降低主蒸汽压力，使高压调门开度能有所增大，减少节流损失，并开展高压调门优化工作。
1.2汽轮机调门工作特性没有进行整定
从机组调门特性试验得出的配汽特性曲线来看，试验得出的高压调门特性曲线与设计特性曲线之间存在一些偏差。
运行机组的各高压调门之间“重叠度”设置为行程重叠度，调阀压损如下表。在50%～75%负荷#1、#2调门压损13%～18%，引起机组高压缸效率下降较大，滑压运行经济性能下降。
1.3机组主要运行参数变化的影响
实际运行中机组通流部分效率均比设计值偏低，同时受回热系统设备运行状况、供热抽汽量、排汽压力等因素的影响，机组最优滑压运行曲线与厂家提供的滑压曲线存在着很大程度的偏离。其中排汽压力会随着冬季、夏季的循环水温度自然变化而出现较大的偏差。随着排汽压力的周期性变化，汽轮机滑压运行的高压调门开度也会出现偏离原先设计滑压控制开度的情况，因而对机组运行经济性能产生不利的影响。
1.4机组热力系统运行状态变化的影响
机组热力系统运行状态的变化，会对机组滑压控制曲线的应用效果产生影响。机组热力系统运行条件的变化通常包括加热器、给水泵等重要辅机的故障投切，锅炉大量吹灰、排污以及过热器、再热器减温水的大量投运等，其中影响最大的当属对外供热。汽轮机由单纯的发电状态变成热电联产状态，则汽轮机必须开大调门开度以增加进汽流量，由此造成汽轮机在供热状态下的调门开度偏离原先的设计要求。供热抽汽的能级越高、流量越大，对机组滑压运行方式造成的偏差因素也就越显著。
2国内外发展现状与趋势
汽轮机在采用滑压调节的时候，通常有三种滑压运行方法，一是4VWO滑压：将所有调节阀，包括低参数调节阀全部开启；二是3VWO滑压，让原设计额定工况下开启的三个调节阀全开，而低参数调节阀不开；三是2VWO滑压，在低负荷时让原设计额定工况下开启的两个调节阀全开，在高负荷时让第三个调节阀开启，低参数调节阀不开。
调节级动叶的蒸汽作用力正比于流量和比焓降之积，最少的阀门开启数受安全性的约束，当只有一个喷嘴对应调节级参与负荷调整时，该调节级动叶受力最大，属于危险工况，因此可以排除单个调阀方式滑压运行设计。阀门开启数越少，同样负荷下的主汽压越高，综合的热力性能计算表明，滑压运行模式下，主汽压为主导因素，即进汽度越小，经济性越好，最为经济的运行模式为“最小部分进汽度下的滑压运行”。
调节阀全开工况一般对应机组最大出力(VWO)工况，一般情况下，最后一个调门为夏季工况下，保证机组发出额定功率，因此可以排除采用所有调节阀全开方式滑压运行设计。
2.1确定高压调节阀控制方式
滑压运行主要有纯滑压运行、节流滑压运行和复合滑压运行3种方式。复合滑压运行的变压力运行方式升负荷时，同时会增加压力,即增加锅炉的蓄热。为了克服滑压运行时变负荷速度慢的缺点，在升负荷时，开大汽轮机调节阀门，利用锅炉的蓄热，提高变负荷的速度。因此，在滑压运行时，汽轮机调节阀门也参与调节，但在稳态运行时，汽轮机调节阀门基本保持不变，即保持在节流损失最小的位置，这种方式称为联合控制滑压方式。这种控制方式既保持了在高负荷区较高的热效率，又可以防止低负荷区水循环恶化和经济性下降，同时保持机组对负荷指令响应的快速性，在国内广泛使用，汽轮机主控制器的控制回路见图1。
随着运行边界条件的（汽机真空、回热系统、吹灰等）的变化，相同的机组负荷对应的主蒸汽压力不同。在滑压运行区域稳态时，为了保证汽轮机调门开度的设计值，滑压设定值的生成回路增加1个汽轮机调节阀门位置调节器，如图2所示。
汽轮机调节阀门位置调节器只有在稳定负荷工况时才起作用。在一次调频及变负荷工况,由于汽轮机调节阀门参与负荷调节,其位置反馈与设定值之间不可避免地存在偏差，这时调节器保持在跟踪状态。
2.2优化的控制原则
机组滑压优化控制曲线直接反映了主汽压力控制值与机组负荷之间的对应关系。但从汽轮机实际负荷调节过程中的主蒸汽压力P0、高压调门开度Cv和机组负荷Ng、这三者的运行影响关系来分析，它们之间存在着相互关联、相互制约的关系：
确定了机组变负荷过程中的高压调门开度控制方式，就相应地确定了机组负荷与主汽压力之间的对应关系，于是，机组滑压控制曲线也就固定下来了。因此，求取汽轮机优化滑压控制曲线的过程，实质上就是确定“最佳滑压阀位”的过程。
汽轮机按照“顺序阀方式”运行时，当汽轮机处于“阀点”状态运行时，调门的节流效应最小，在局部负荷变化范围内，机组效率也就较高。汽轮机高压调门“阀点”位置的确定方法大致如下：
（1）调门阀杆升程测量法
（2）实际试验法
（3）查图确定法
汽轮机的“最佳滑压阀位”并不等同于“阀点”位置，具体的滑压调门开度控制值尚需考虑调门特性、“重叠度”、调门预启阀位置设置等因素，通过专门的滑压比较试验来确定。
2.3寻优的方法
(1)采用试验比较的方法选取滑压优化运行方式
在进行机组循环效率试验期间，通常会穿插进行不同负荷工况的滑压优化比较试验，通过机组热耗率结果的比较，来确定运行经济性能较优的滑压控制曲线。机组滑压运行优化试验可以为机组不同滑压运行方式的性能优劣比较提供了一种可靠的检测手段。
将热耗率结果比较方法转变为“线对线”的比较，并称之为“滑压试验比较法”。由多个试验工况点共同参与结果比较的“滑压试验比较法”可以获得更为精确的滑压优化试验结果，从而确保机组滑压优化试验结论的正确、可靠。
(2)采用耗差分析的方法选取滑压优化运行方式
在汽轮机滑压优化试验结果计算和分析的基础上，我们总结认为主汽压力、高压缸效率和给泵汽轮机进汽流量这些运行参数与机组滑压运行方式之间存在着关联变化关系。因此，我们在滑压优化比较工作中引入局部耗差计算分析的方法，即对这三项运行参数进行耗差计算，并以三项耗差之和为最小来选取机组的滑压优化方式。
3调节控制优化
3.1对机组运行特性参数进行全工况实时校正
机组在抽汽工况和非抽汽模式运行时，机组和回热加热器的变工况特性存在较大差异。当供热抽汽量发生变化时，供热抽汽点之后的各回热抽汽点的抽汽量以及各回热加热器的工作状况也会存在较大差异。因此，按照非抽汽模式确定的机组滑压运行曲线在抽汽模式下必定不是最优的，从而影响机组的运行经济性。为了获得供热机组的最优滑压运行曲线，必须考虑机组工作模式以及抽汽量的影响。
对于机组目前普遍采用的滑压运行曲线，一般将机组的负荷作为自变量来确定机组的主蒸汽压力，如果机组负荷发生变化，机组的主蒸汽压力就随之改变。然而，供热抽汽机组抽汽量的改变会使机组电负荷发生显著的变化，机组的主蒸汽流量是影响机组滑压运行曲线确定的直接因素。因此，目前普遍采用的以机组负荷作为自变量来确定机组主蒸汽压力的滑压设定值的方法是不合理的。
3.2供热抽汽量变化对发电机功率的影响修正
在相同的主蒸汽流量、排汽压力下，机组的发电功率会随供热抽汽量变化而变化，设计的供热工况图如图3。进行了一定主蒸汽量、不同供热抽汽量时发电机功率变化试验，得出了供热抽汽量对发电机功率的影响。
机组供热抽汽引自中压缸排汽，机组对外供热时，汽轮机低压缸做功量降低，造成同样主蒸汽流量下，发电机功率降低。通过对表3数据进行拟合，可以得出：相同主蒸汽流量时，供热抽汽量每增加50t/h发电机功率降低约10.0MW。
3.3供热抽汽量变化对机组循环效率的影响
定滑压运行最优初压是基于机组循环效率与高压缸效率及给水泵耗功等因素的综合寻优，按机组原有定滑压运行方式，机组主蒸汽压力仅是发电机功率的函数，机组供热工况时，同样的发电机功率但机组进汽量增大，调门开度增大，相应的降低了机组循环效率，相同发电机功率下，不同供热抽汽量对机组高压缸效率的影响。
3.4供热工况时最优初压的确定
供热抽汽量变化时造成机组主蒸汽流量发生变化，机组最优初压将发生改变，应将供热抽汽量对发电机功率的影响考虑到机组定滑压运行曲线中，根据试验数据拟合机组在不同供热抽汽量下的最优的定滑压运行曲线。
3.5排汽压力变化对最优主蒸汽压力的影响
主蒸汽流量相同时，排汽压力变化将造成发电机功率发生变化，厂家提供的定滑压曲线是按照设计排汽压力拟合得出，排汽压力偏离设计背压后，机组最优的定滑压运行参数随之发生变化，通过纯凝工况排汽压力为5.39kPa、8.0kPa12.0kPa运行优化试验，得出不同排汽压力下的最优运行初压，其结果如表5所示。
3.6供热抽汽量及排汽压力对运行主蒸汽压力的修正
滑压运行方式优化原则是维持高压调门处于最佳运行状态，由于供热抽汽量、排汽压力的变化使在实际运行负荷工况下的高压调门偏离最佳运行状态，因此应对制造厂提供的定滑压曲线进行修正。根据供热抽汽量与最优初压、排汽压力与最优初压优化试验结果，结合排汽压力对发电机功率的平均影响曲线（排汽压力变化1kPa，影响发电机功率0.277MW）制定了适合全年通用的定滑压曲线修正公式
P=P1+(PC-5.39)×2.777+((Q-50)/50)×10.00
式中p为经供热抽汽量、排汽压力修正后的机组发电机功率，MW；
P1为机组实际发电机功率，MW；
PC为机组实际排汽压力，kPa；
Q为机组供热抽汽量，t/h。
机组优化后定滑压曲线以排汽压力为5.4kPa纯凝工况试验结果为基准，修正公式中增加了供热抽汽量、排汽压力对机组负荷的影响，在滑压运行控制逻辑中加入了机组负荷修正量，修正后的逻辑图如图6所示。根据基准定滑压曲线函数关系F（X）得出主蒸汽压力设定值，修正结果保证了供热抽汽工况或排汽压力发生变化时，汽轮机调门运行阀位基本保持在最佳运行状态。
4结论
新乡豫新300MW机组和平东热电200MW机组经过供热阀点滑压优化，在低负荷工况下对主汽压力、供热抽汽量、及排汽压力等机组运行特性参数进行全工况自动寻优、实时校正，稳定工况保持汽轮机精确阀位控制、使高压调阀维持最佳运行状态，减少节流损失并兼顾循环效率。在年负荷率75%条件下，有效降低机组的供电煤耗分别为1.2g/kW.h和0.4g/kW.h，起到良好的节能降耗效果。
原标题：供热机组调节控制优化
