孙太峰1 尹金亮2 常忠安3 丁远4
（1.国家电投南阳热电有限责任公司 河南南阳 473000；2.国家电投河南技术信息中心 河南郑州 450000；3.国家电投豫新发电有限公司 河南新乡 453000；4.国家电投南阳热电有限责任公司 河南南阳 473000）
摘要：国内装机容量快速增长，火电机组利用小时数逐年降低，如何提高机组在低负荷阶段的运行经济性，成为一个亟待解决的问题，本文通过对某 330MW供热机组不同供热抽汽量、 排汽压力的试验研究，提出了供热机组全年高效定滑压运行模型，并在DCS上进行了实施。结果表明：按修正后定滑压运行曲线运行在200MW、 供热抽汽量300T/H 时. 可降低供电煤耗 2.5g/(kw.h)
关键词:供热机组；阀点滑压；供热抽汽；排汽压力；优化控制
一、原滑压运行方式存在的问题分析
某300MW东方汽轮机制造、亚临界、中间再热、高中压合缸、两缸两排汽、单抽采暖、凝汽式汽轮机发电机组， 2006年投产，2014年增容至330MW。
该汽轮机采用复合配汽方式，在额定负荷下，机组效率较高，低负荷下由于3个高压调门都存在节流损失，高压缸效率和循环效率较低，通流部分效率均比设计值偏低。供热改造后仍采用原滑压运行曲运行，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，最优滑压运行曲线与厂家提供的滑压曲线存在很大程度的偏离。
1、高压缸效率与调门开度关系,在50%THA下, 高调门开度偏小，节流损失大。
2 150MW工况试验，如下表：
说明在当前实际运行压力下，高压调门节流损失很大，可适当降低主蒸汽压力，增大高压调门开度，减少节流损失。
2、汽机调门特性差，调门后没有压力表，其配汽优化依据仅为调门行程重叠度。
通过调门特性试验得出的高压调门特性曲线与设计特性曲线之间存在偏差。机组的各高压调门之间“重叠度”设置为行程重叠度，试验测算50% THA和75%THA负荷CV1、CV2调门压损13%-18%，引起高压缸效率下降，滑压运行经济性下降。
3、机组在供热工况下滑压运行受供热参数变化的影响大
纯凝工况变为抽汽供热后，必须开大调门增加进汽流量，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。
1.4机组在滑压运行受背压变化的影响大
凝汽器压力随季节的周期性变化，高压调门开度也会出现偏离原滑压控制开度，通过试验，在当前运行压力下，高压调门节流损失对缸效率影响很大，低负荷工况下选择合适主蒸汽压力，能减少节流损失并提高循环效率。
二、新的滑压运行方式考虑方向
1、机组回热系统对主蒸汽压力的修正。
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。普遍采用的滑压运行曲线，是以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
2、供热抽汽量变化对发电机功率的影响修正
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。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10.00MW。
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。
图1：设计的供热工况
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，根据试验数据拟合的机组在不同供热抽汽量下，最优的定滑压运行曲线，如图2所示。
图2：供热抽汽量变化时对造成机组主蒸汽压力的影响
根据图1（设计的供热工况）修改
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 3.9KPa、4.9 KPa 11.8 KPa运行优化试验，得出不同排汽压力下的最优运行初压。
2.2.5．供热抽汽量及排汽压力对运行主蒸汽压力的修正
分别在250MW、220MW、200MW、180MW、160MW、140MW负荷" 不同供热量和不同排汽压力下进行了主蒸汽压力寻优试验，通过净热耗率计算、对比得出：
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10MW。
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，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 5.39kpa纯凝工况试验结果为基准，按照修正后的逻辑图（图6）。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。
图3：供热抽汽量及排汽压力对运行主蒸汽压力的修正逻辑
三、机组主汽压力自动寻优及汽轮机精确阀位自动控制
1、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
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。
复合滑压运行是滑压与定压相结合的运行方式，采用这种方式运行取得机组目前的各项实际经济指标。
为了避免复合滑压运行时加锅炉蓄热量，采用了国内普遍使用的联合控制滑压方式。滑压运行时变负荷速度慢的缺点，即在滑压运行时，汽轮机调节阀门参与调节，稳态运行时，汽轮机调节阀门基本保持不变。
在炉跟机协调控制方式下的主蒸汽压力设定值与机组负荷、汽轮机阀门开度的关系如图4所示。
图4：主蒸汽压力设定值、汽轮机阀门开度与机组负荷的关系
根据机组所要求主蒸汽压力设定值可的滑压方式，但是这种定值并不能保证机组任何时候在稳态时汽轮机调节阀门的位置能维持在要求的设计开度，运行边界条件的（汽机真空、回热系统、供热等）的变化造成相同的机组负荷对应的主蒸汽压力不同。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：
根据上述控制方式，得出200MW工况时，总阀位指令68.16%，CV1、CV2、CV3开度分别为53.31%、12.3%对应CV1压损4.88%, CV3后与调节级压差0.15 MPa时设置基本阀位68.16%.
2、经济性分析及结论
按照修正后的定滑压曲线运行，机组负荷200MW、供热抽汽量 300T/H、排汽压力分别为 6KPa得出:
（1）机组供热抽汽量增加会造成低压缸做功量减少，在主蒸汽流量相同的条件下" 供热抽汽量每增加50T/H 发电机功率降低 10MW； 供热抽汽量越大，机组定压运行区间越大。
（2）机组低压缸排汽压力变化范围大 ， 以排汽压力对发电机功率的平均影响因子修正了定滑压曲线，排汽压力越高，机组定压运行范围越大。
（3）按照供热抽汽量、排汽压力修正后定滑压曲线运行，实现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，300MW机组供热量300T/H 运行时， 200MW可降低汽轮机热耗率约82 KJ.(KW.H) ； 降低供电煤耗约 2.5g/kwh；提高了机组的经济性。
论文作者:孙太峰1,尹金亮2,常忠安3,丁远4
论文发表刊物:《电力设备》2016年1期供稿
论文发表时间:2016/4/15
标签：机组论文; 压力论文; 调门论文; 蒸汽论文; 汽轮机论文; 工况论文; 曲线论文; 《电力设备》2016年1期供稿论文;