大型汽轮机滑压优化策略研究技术总结报告_(编辑修改稿)

大型汽轮机滑压优化策略研究技术总结报告_(编辑修改稿)内容摘要：

夏季工况的凝汽器压力差异约为 ，从图中曲线比较可以看出，该汽轮机在冬季工况的高压缸效率明显偏低于夏季工况，偏低幅度约为 ％。 由此可知，在外界环境条件改变的情况下，凝汽器压力的大幅度变化，引起汽轮机滑压运行的调门开度偏离原先设计的最佳开度，因而会对汽轮机滑压运行经济性能产生不利的影响。 大型汽轮机滑压优化策略研究技术总结报告 第 12 页 共 56 页 350 400 450 500 550 600 650机组负荷, M W高压缸效率2 0 0 7 年夏季工况 2 0 0 7 年冬季工况 图 5 一台 600MW 机组夏季、冬季工况的高压缸效率变化曲线 热力系统运行状态的偏差影 响 机组热力系统运行条件的变化通常包括机组对外供热、锅炉吹灰、排污以及过热器、再热器减温水的大量投运等汽水工质进出热力系统的状况，以及加热器运行状态的变化、给水泵等重要辅机的投切等。 这些热力系统运行状态的变化会对机组滑压运行效果产生影响。 其中影响最大的当属对外供热。 随着节能减排工作的深入开展，一些电厂根据周围热用户的实际供热需求，纷纷将原先单纯发电的火电机组改为抽汽供热，实现热电联产。 目前，最常见的供热接出方式为冷再热管道抽汽，这部分供热抽汽在高压缸内完成做功后就被抽出，而没有在中、低压缸内继续做功，减少了 蒸汽做功量。 汽轮机在增加供热流量的情况下，若是沿用原先纯发电状态的滑压控制曲线不变，那么根据公式（ 1）中主汽压力、负荷与调门开度这三者之间的关联关系进行分析后可知，汽轮机必须开大调门开度才能保证增加进汽流量，由此造成了汽轮机在供热状态下的调门开度偏离原先的设计要求。 而且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。 以一台 125MW（改造后为 130MW）机组的实际试验情况为例，该电厂由两台125MW 机组组成，从冷再热管道抽汽供热，两台机组之间可进行供热负荷的切换，总体上满足对外 抽汽约 16t/h 的供热流量要求。 机组原先的优化滑压运行方式是按照不供热运行状态设置的，在 110MW 负荷以下转入两阀滑压运行方式。 当一台机组接带 16t/h 供热负荷、并按照原先的滑压控制曲线运行时，为了同时满足发电、供热的负荷要求，汽轮机进汽流量相应增加，原先处于全关状态的＃ 3 高压调门也增加开启至 10％左右，这会引起较大的调门节流损失，使机组运行效率也有所降低。 由此表明，对外供热与否确实会对机组滑压运行状态造成一定的影响。 大型汽轮机滑压优化策略研究技术总结报告 第 13 页 共 56 页 3 滑压运行优化的研究策略 汽轮机运行滑压寻优策略介绍 为了解决大型汽轮机实 际滑压运行方式受自身工作特性以及外界运行条件改变影响而偏离设计滑压性能的问题，我们对省内 12 200、 300、 600MW 等各种容量、不同机型的汽轮机开展了大量的试验研究工作， 通过 对滑压运行各关联因素的研究，总结得出了大型汽轮机滑压寻优的一些研究策略。 机组滑压优化的 “总策略 ”是：寻找和确定汽轮机 “最佳滑压阀位 ”，并以此作为汽轮机滑压运行的主要控制参量。 从表面上看，机组滑压控制曲线，反映的是主蒸汽压力与机组负荷之间的一一对应关系，但由于机组 负荷、主汽压力以及高压调门开度这三者之间存在着相互关联、相互制约的 关系，所以确定机组最佳滑压控制曲线的过程， 实质就是确定汽轮机高压调门开度的合理控制方式。 为了确定滑压优化 “总策略 ”提出的 “最佳滑压阀位 ”要求，需要通过设置机组不同滑压运行方式的试验负荷工况，采用 “子策略一 ”——直接采用 “滑压试验比较法 ”进行不同滑压运行曲线的经济性能比较试验，以机组热耗率结果差异程度来确定不同滑压运行方式的优劣比较。 在对机组滑压优化试验参数和结果进行分析的过程中，我们总结得出了滑压优化寻优 “子策略二 ”——采用 “滑压耗差分析法 ”进行滑压运行参数的匹配寻优。 这种方法通过对滑压运行性能相关的一 些重要运行参数的耗差分析，以总耗差收益变化情况作为滑压优化的评价依据，通过试验实例的比对，这种简化滑压寻优方法也具有较好的结果精度。 确定机组滑压优化控制曲线之后，下一步就是将其设置进入 CCS 控制系统进行实际应用。 为了消除机组日常运行过程中出现运行参数调整、热力系统运行状态改变等因素对机组滑压运行性能的影响， 我们提出了滑压优化的 “修正策略 ”——即 在机组滑压优化曲线投入运行后，为了保证滑压优化试验得到的滑压优化方式免受内、外运行条件变化的影响， 对机组滑压运行控制曲线的机组负荷和主汽压力引入各项修正系数，用以消 除机组如凝汽器压力等运行参数变化以及机组对外供热等热力系统运行状态等运行变化因素对汽轮机实际滑压运行性能的影响。 汽轮机运行滑压寻优 “总策略 ”的研究 从滑压曲线的产生理论可以推论得出，求取机组优化滑压控制曲线的过程实际上大型汽轮机滑压优化策略研究技术总结报告 第 14 页 共 56 页 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，高压调门是逐个顺序地开启或关闭的，于是就会出现前面一只或几只调门已接近全开、而后续调门处于 “将开未开 ”的特殊阀位，这被称为 “阀点 ”位置。 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。 因此，在机组负荷下降的过程中，汽轮机由定压转为滑压运行方式时，一般应选择合理的滑压运行参数，尽量使汽轮机高压调门开度接近 “阀点 ”位置。 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 通过就地观察各调门阀杆升程的方法，可以确定某只高压调门处于即将开启的“阀点 ”位置时，其它已经开启的调门位置。 对于有预启阀功能的调门，还必须事先知道预启阀升程，并以主阀开启作为 “阀点 ”位置的确定标志。 （ 2） 实际试验法 实际运行机组的 “阀点 ”，也可以通过试验来确定：汽轮机在顺序阀控制方式下，缓慢地降低机组负荷，测试各只高压调门后压力与调节级后压力的变化关系，当高压调门后压力与调节级后压力基本一致时，表明这只调门通过的蒸汽量非常小，已接近全关，这一调门开度即为 “阀点 ”位置。 相应地，通过各只调门前、后压力状况的测试，还可以知晓各只调门的实际压损状况。 （ 3） 查图确定法 如下图 6 所示， 为一台国产亚临界 600MW 汽轮机在顺序阀方式下的配汽特性曲线图。 由图中曲线可以查找得知：随着流量指令的增加，汽轮机 2 高压调节汽门首先同时开启，当流量指令为 68％时， 2 高压调节汽门开度也为 68％，此时＃3 高 压调门处于 “将开未开 ”状态，这一调门开度称为 “两阀点 ”位置；继续增加流量指令，汽轮机 3 高压调节汽门开度增加，当流量指令为 89％时， 3 高压调节汽门开度为 40～ 50％，此时＃ 4 高压调门处于 “将开未开 ”状态，这一调门开度称为 “三阀点 ”位置。 当流量指令增加至 100％时， 4 高压调节汽门也已完全开启，此时的调门开度称为 “四阀全开 ”位置。 大型汽轮机滑压优化策略研究技术总结报告 第 15 页 共 56 页 01020304050607080901001100 10 20 30 40 50 60 70 80 90 100 110流量指令（F D E M ）( % )高调门开度（%）GV1GV2GV3GV4 图 6 一台国产亚临界 600MW 汽轮机在顺序阀方式下的配汽特性曲线图 一般地，一台汽轮机设有多个高压调门，当汽轮机处于 “单阀方式 ”运行状态时，这些调门都是同时开启和关闭的，就如 同一个调门的动作方式一样。 因此可以通过调门开度变化试验，得出该型汽轮机调门开度变化对蒸汽节流效应的影响程度。 在一台上海汽轮机有限公司 N600－ 、中间再热凝汽式汽轮机投产初期，我们利用汽轮机单阀运行的机会，进行了该机组不同负荷、不同阀位的运行特性试验。 如下图 7 所示，为各个试验工况测得的高压缸效率与高压调门开度之间的关系曲线。 由图中曲线变化情况可以看出，当该型汽轮机的调门开度在 45％以上时，实际测得的高压缸效率基本稳定，与理想的 “四阀全开 ”高压缸效率已十分接近；随着机组负荷的降 低，调门开度在 20～ 40％范围内，其节流效应较为明显，高压缸效率出现了较大幅度的变化；而当调门开度逐步关小至 20％以下时，高压缸效率会急剧下降至 70％以下，反映出高压调门处于较小开度时显著的节流效应。 大型汽轮机滑压优化策略研究技术总结报告 第 16 页 共 56 页 606264666870727476788082848688900 10 20 30 40 50 60高压调门开度， ％高压缸效率， ％ 图 7 一台汽轮机 “常规单阀 ”运行的高压缸效率随调门开度变化曲线图 从以上试验比较结果来看，对该型亚临界 600MW 机组而言，调门开度在 45％左右时，高压调门的压损已经较小。 因此，在 设置 “最佳滑压阀位 ”进行滑压优化比较时，可将高压调门开度 45％左右作为预选的比较方案。 对各型汽轮机进行滑压优化比较试验的实践 表明：在顺序阀运行方式下，汽轮机“最佳滑压阀位 ”可以在 “阀点 ”附近选取，但又不等同于 “阀点 ”位置，其中必须考虑汽轮机调门开启方式不同以及各调门之间存在 “重叠度 ”等实际影响因素。 如果汽轮机调门开启顺序为前、后各一只调门相继开启的型式，则滑压控制的调门开度应选取在前一只调门处于 半开状态的 “阀点 ”之前的开度位置； 如果汽轮机调门开启顺序为前面两只调门同时开启、后一只调门接着开启的型式，则滑压控制的调门开度应选取在后一只调门 未开启的 “阀点 ”位置； 如果汽轮机调门开启顺序为前面三只调门同时开启、后一只调门接着开启的型式， 则滑压控制的调门开度应选取在后一只调门已部分开启的“阀点 ”之后的位置。 选择 这样的调门开度来滑压运行，可以使汽轮机处于高压调门总体节流效应较小、机组效率相对较高的运行状态。 另外，在确定 “最佳滑压阀位 ”时，还必须兼顾到机组实际运行过程中的稳定控制要求，使各只高压调门开度在负荷波动时不至于出现大幅度晃动的情况。 “子策略一 ”——“滑压试验比较法 ”的研究 “滑压试验比较法 ”介绍 无论机组在不同滑压运行方式下的各个中间参量怎样变化，我们总是以机组最终的运行经济性最优作为衡量滑压优化运行方式 是否合理的评判标准。 在滑压优化 “总策略 ”的指导下，我们在汽轮机高压调门 “阀点 ”位置附近选取不同大型汽轮机滑压优化策略研究技术总结报告 第 17 页 共 56 页 的调门开度来设置不同的滑压运行曲线，选取一些典型负荷工况，安排进行 不同滑压运行方式的比较试验，利用 高精度的试验仪表测取 机组热耗率水平，比较得出滑压方式改变引起机组热耗率变化的差异程度，并以机组热耗率最小为原则选取机组最佳的滑压优化曲线。 这种通过机组热耗率试验结果的优劣比较来得到机组优化滑压运行方式的方法，简称为 “滑压试验比较法 ”。 “滑压试验比较法 ”的应用方法 为了了解汽轮机不同调门开度滑压运行方式对 机组运行性能的影响程度，我们以上海汽轮机有限公司生产的 N600－ ，进行了 “两阀滑压 ”、 “三阀滑压 ”方式的运行性能比较试验。 如下图 8 所列，为该机组 300～ 600MW 负荷范围内，按照 “两 阀滑压 ”和 “三阀滑压 ”这两种方式运行时所对应的主汽压力变化曲线。 从图中曲线可以看出， “三阀滑压 ”运行方式的定、滑压转换点负荷约为 590MW；而 “两阀滑压 ”运行方式的定、滑压转换点负荷约为 460MW。 由此表明，机组滑压运行的调门开度越大，则定、滑压转换点的负荷越高，而同一运行负荷所 对应的主汽压力却是越低。 对图 8 中 “两阀滑压 ”与“三阀滑压 ”运行方式的主汽压力变化曲线进行比较后可知，各试验负荷点上两种滑压运行方式的主汽压力差异约为 3～。 5101520300 400 500 600机组负荷， M W主汽压力， MPa三阀滑压两阀滑压定压运行力 图 8 一台汽轮机 “三阀滑压 ”与 “两阀滑压 ”试验比较工况图 在下图 9 中给出了机组按照 “两阀滑压 ”、 “三阀滑压 ”运行的热耗率变化曲线。 对图中曲线进行比较后可以看出，机组在 300～ 460MW 负荷区间内运行时，采取 “两阀滑压 ”运行方式的机组热耗率要明显低于 “三阀滑压 ”运行方式，各试验工况的机组热耗率平均降低幅度约为 37 kJ/kWh，折合机组供 电煤耗率下降幅度约为 g/kWh。 所大型汽轮机滑压优化策略研究技术总结报告 第 18 页 共 56 页 以采用 “滑压试验比较法 ”对该型汽轮机进行比较寻优的结果是：机组定、滑压转换点负荷为 460MW，机组低于这一负荷时，推荐采用 “两阀滑压 ”运行方式。 为了减少现场试验工作量，我们根据汽轮机容量、型式不同以及调门配置、开启方式等差异状况，在每一种类型中选取一台汽轮机采用 “滑压试验比较法 ”进行滑压寻优，得出一条性能较优的滑压控制曲线，并把它推广应用于同一类型的其它机组上。 80008050810081。