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1、600MW600MW 机组单阀机组单阀- -顺序阀滑压运行分析与探讨顺序阀滑压运行分析与探讨陈增吉 郭修堂 李树臣(华电能源股份公司哈尔滨第三发电厂 哈尔滨 150024)摘要：根据汽轮机组单阀运行、顺序阀运行的基本原理分析，实际生产中机组采用不同的调节方式对企业经济性的影响，通过计算、测量，最终定量给出一个比较结果，为生产提供科学的数据，使企业用最经济的消耗，创造最佳的经济效益。关键词：单阀 顺序阀 滑压 优化1 1 前言前言随着电力加快发展，电网大容量机组不断增加，600MW 机组已成为电网主力调峰机组，电网 要求机组负荷能在 300MW 至 600MW 之间任意调整变工况运行，以满足电网
2、调峰不断变化。为适应 电网调度要求的不断提高，同时为优化两台 600MW 机组的运行和提高机组的经济性。我厂在机组 变负荷运行时采取单阀-顺序阀切换方式。 600MW 机组高压调门设计有两种运行状态，即顺序阀（喷嘴调节）和单阀（节流调节） ，两 种状态可以根据机组运行需要进行无扰切换。在汽轮机内蒸汽热能转变为机械能的过程中，由于 进汽节流以及蒸汽通过汽轮机的喷嘴、叶片做功时所产生的各项内部损失，使汽轮机只能把可用 焓降的一部分转变为功，进汽节流损失在汽轮机组各项损失中占较大份额，直接表现是压力降低 焓值不变熵增大，机组理想焓降减少，内效率下降。而汽轮机组调节方式的不同，即单阀运行、 顺序阀运行
3、其节流损失也不同。 单阀运行就是四个高调门同时开启，而且阀位一致，就象一个阀门一样，故称单阀，它的优 点是在启、停机和低负荷运行时四个高压调门同时开启，然后进入第一级喷嘴，这种方式主要是 改变调节阀的开度使进汽参数发生变化，即改变蒸汽压力，来调整汽轮机功率，高压缸进汽为全 周进汽，缸壁加热均匀，低负荷运行缸壁温度变化幅度小，有利于减小汽轮机的寿命损耗；它的 缺点是高压调门节流损失更大，机组效率低。汽轮机各高压调门同时参与调节，各调门开度相同。 低负荷时，高压调门开度较小，因而高压调门的截流损失较大，不利于机组长期经济运行。 顺序阀运行中新蒸汽经全开的主汽门后再经过几个依次启闭的调节阀流向汽轮机
4、的第一级， 每个调节阀分别控制一组调节级喷嘴，负荷增加时在前一个调节阀全开或接近全开时，下一个调 节阀开始开启，最后开启的调节阀通常在超负荷使用，在设计工况下，所有调节阀均处于全开状 态，故无节流损失，减少负荷时，各调节阀依次关闭，只能有一个调节阀处于部分开启位置而产 生节流损失，因而此种调节方式在低负荷时的经济性好于单阀运行。 因此为了提高机组运行的经济性，将汽轮机在单阀运行与顺序阀运行切换是一个非常重要的 措施。下面针对 600MW 机组不同工况下单阀-顺序阀的运行情况及经济性进行分析。汽机 全国发电机组优化运行与节能技术交流研讨会论文集4162 2 设备概况设备概况我厂两台 600MW
5、机组为哈尔滨汽轮机厂生产的 N60016.67/537/537 型亚临界参数，一次中 间再热、单轴、四缸、四排汽凝汽式汽轮机组，其调节级为单列冲动式等截面直叶片，喷嘴组分 成四个弧段，分别与四个喷嘴室对应，由四个高压调节阀控制进汽，可以实现单阀或顺序阀控制， 喷嘴组排列次序如下，第、组喷嘴放置在内缸的下半部，目的是顺序阀控制时汽缸受热均匀， 两只主汽与调节联合阀布置在高压汽缸两侧，每只主汽阀与两只调节阀共用一个阀壳，调节阀开 启顺序如下图 1：发电机侧 上 半下 半 机头侧图 1 调节阀开启顺序G.V4-1调节阀开启顺序号阀号#1 主汽阀#2 主汽阀G.V 4-1G.V 2-3G.V3-1G.
6、V1-2调节级配汽设计参数见下表 1： 阀 点4（OP5%）432 进汽度%1001007550 主汽阀前压力Mpa17.50416.6716.6716.67 进汽量t/h20251926.616891199 喷嘴进口压力Mpa16.9816.1716.1715.22 喷嘴进口焓kJ/kg33853394.63394.63394.6 级出口压力Mpa13.3512.711.17.8 级等熵焓降kJ/kg71.772.6116222 级速比/0.44060.43800.34960.255 级压比/1.2721.2731.4611.951 级压力反动度%13.212.934.4-5.6 级效率%8
7、2.4482.3374.761.8 级输出功率kW321513091539323.6440613 3 顺序阀控制原理顺序阀控制原理 顺序阀控制是 DEH 中机组功率控制的一种控制功能，按照汽轮机高压调门的开关顺序，对汽 轮机流量指令进行分配，从而确定各高压调门的流量，最终确定各高压调门的开度。这些控制 策略一般包含在 DEH 的阀门管理控制功能中。 在顺序阀运行时，汽轮机的流量指令 FDEM 需经过背压修正、比例偏置修正、GV 流量修正、 GV 流量开度函数修正后，产生各个 GV 的开度指令。控制原理见图 1。FDEM 可在机组负荷控制时 手动给定或由功率调节器运算产生。流量背压修正函数F(X
8、1)是机组流量需求与流量指令的修正 函数。汽轮机在不同的流量作功时，汽轮机排汽压力随之变化，蒸汽焓降变化，相应的作功能 力不同，因此需对不同的蒸汽流量指令进行修正。图 2 顺序阀控制原理例如，随着负荷升高，汽轮机蒸汽流量增加，汽轮机排汽压力升高，流量需求必须通过修 正产生实际的流量指令。通常这是由汽轮机的自身特性所决定。流量比例偏置(K+B)和 GV 流量 修正函数F(X2)确定各高压调门在顺序阀控制方式下，调门的开启顺序、重叠度及流量指令。GV 流量开度修正函数F(X3)是阀门的流量特性，是流量与阀位的对应关系，需要通过试验获得。汽轮机在投入顺序阀控制前，运行在单阀方式下。由图 1 可知，流
9、量指令直接通过 GV 流量 开度修正函数F(X3)产生阀位指令，与其它函数无关。投入顺序阀运行后，可以实际校验各阀门 的重叠度，在此 GV 流量开度修正函数下，得到流量指令 FDEM 与主蒸汽流量的对应关系如图 3 所示，流量指令 FDEM 与主蒸汽流量成线性关系，线性度较好。 汽机 全国发电机组优化运行与节能技术交流研讨会论文集418图 3 流量指令与主蒸汽流量对应关系流量比例偏置因子(K+B)是根据阀门的设计流量和顺序阀时阀门的开启顺序来确定。汽轮机 在顺序阀运行时，GV3、GV4 同时开启，然后 GV1、GV2 考虑阀门间的重叠度依次顺序开启。由于 GV3、GV4 阀门同时开启，因此流量
10、比例因子可同时计算。 因为 GV2 在 GV1 阀门后开启，考虑到随着汽轮机蒸汽流量的增大，汽轮机排汽压力的升高， GV1 的阀门流量为 10%额定流量，及当流量指令 FDEM 为 90%时( 经背压修正后的流量指令f1 为 103%)，GV2 的流量指令f2 为 0%，GV2 关闭；当流量指令 FDEM 为 100%时( 经背压修正后的流量 指令 f1 为 137%)，GV2 的流量指令 f2 为 100%，GV2 开足。各阀门的重叠度函数见表 2。表 2 GV 流量修正函数 %GV1 GV2 GV3 GV4 R(f2) S(f3) R(f2) S(f3) R(f2) S(f3) R(f2)
11、 S(f3) -5.000 0.0 0.00 0.0 0.000 0.0 0.000 0.0 -2.499 7.5 2.49 5.0 97.500 97.5 97.500 97.5 2.500 2.5 2.50 2.5 101.249 97.5 101.249 97.5 97.500 97.5 100.00 100.0 101.250 100.0 101.250 100.0 97.501 100.0 100.00 100.0 顺序阀时阀门开启次序见图 4。图 4 顺序阀阀门开启顺序4 4 单阀单阀- -顺序阀运行经济性分析顺序阀运行经济性分析4.14.1 机组经济运行的理论分析机组经济运行的理
12、论分析按理论计算，全厂机组热效率为：=gl gd r xn j d式中：gl锅炉热效率；gd管道热效率；r 循环热效率；xn汽机相对内效率；j 机械传递效率；d 发电机电效率其中 xn=jlxn1jl高压调门节流效率；xn1高调门开足时的汽机相对内效率；因负荷变化时，r、jl 变化最大，其余各项效率变化不大，为分析问题方便，我们假设 K=glgdjdxnl 为一常数（对于中间再热机组，正常运行中调门开足，再热蒸汽参数变 化不大，中、低压缸内效率变化不大，也可看作一常数，所以这里只考虑高压缸内效率） ，这样 整机热效率可写为：=krjl整机热效率 在经济负荷时最大，600MW 机组 560MW
13、负荷是最经济负荷，随着负荷下降， 初参数压力要达到额定值（r 基本不变） ，就必须关小高压调门，负荷越低高压调门开度越小， 从而高压调门节流损失就越大，jl 就越小， 总的是下降的。对于机组一定的中低负荷，关 小高压调门升高主蒸汽压力，相对内效率 r 增大，但高压调门关小后节流效率 jl 下降，如 果关小高压调门，提高 r 增大的幅度超过了 jl 的下降幅度，则关小调门定压运行有利于整 机热效率 的提高；反之开大高调门虽然 jl 提高了，但主汽压力则下降 r 减小了，如果开 大调门，jl 的提高幅度超过 r 的下降幅度，则开大调门复合运行方式可提高整机热效率 ；r 和 jl 存在一最佳值，可使
14、 在同一负荷工况条件下达到最大，也就是说虽然中低负 荷机组总体效率 呈下降趋势，但在一定负荷时，高压调门开到一定开度，主汽压力值有一最 佳值，机组总体效率 在该负荷下达到最大值。 一方面由于进汽阀的节流损失降低，高压缸的效率增加，高压缸排汽温度升高使机组更容易 达到其设计的再热蒸汽温度，机组的汽动给水泵耗功因其出口压力的降低而降低，导致拖动给水 泵的小汽轮机少耗汽，从而带来经济性提高；另一方面由于汽轮机高压缸的焓降减少，循环热效 率要减小，而机组的绝对内效率就是相对内效率和循环热效率的乘积。因此，综合这两方面的因 素可以寻找合理的滑压运行曲线。 4.24.2 调峰负荷下最佳滑压运行参数的确定调
15、峰负荷下最佳滑压运行参数的确定600MW 机组调峰运行大多数采取“复合滑压运行方式” ，即在中间负荷区域内，全关最后 12 个调速汽门，进行滑压运行。选取在给定负荷点的最佳滑压运行参数以获取最高的效率。根据机组的热力系统资料和结构参数，利用机组变工况理论计算，得出较宽的主蒸汽压力范 围内的热耗率，找出给定负荷点的最佳滑压运行的主蒸汽压力。以此为指导，在主蒸汽压力变化 较小范围内选择三四个主蒸汽压力进行试验验证。理论计算和试验结果如图 3、图 4 所示。图 3 和图 4 分别代表负荷下滑压运行主蒸汽压力的优化曲线。由图可见，由于理论计算和实际试验时 机组的边界条件（如系统疏水泄漏和汽封间隙）的不同导致了相同主蒸汽压力下绝对热耗率有较 大的差值。尽管如此，但是热耗率随主蒸汽压力变化的趋势是相同的，而且在机组经常运行的两 个负荷点，理论计算和实际试验的热耗率变化曲线其最低点所对应的主蒸汽压力基本相同。对于汽机 全国发电机组优化运行与节能技术交流研讨会论
