汽轮机优化配汽(翟金星)[1]

1、汽轮机优化配汽DEH系统顺序阀方式逻辑优化的研究和应用翟金星 葛丽清 刘敏虎（通辽霍林河坑口发电有限责任公司，内蒙古通辽霍林河市029200 ）摘要：为了提高机组在顺序阀工作下的安全性和经济性，通辽霍林河坑口发电有限责任公司#1和#2机组在原有DEH系统配汽方式下的测试、分析和计算的基础上，对配汽方式进行改进和调整并设置机炉协调的PID控制参数。在优化过程中，对原DEH系统顺序阀控制逻辑作了合理的修改，使汽轮机DEH系统配汽合理、运行稳定。关键词：DEH配汽 顺序阀 机炉协调 重叠度 AGC 一次调频0 引言随着电力体制改革的深化，以及节能减排的需要。对汽轮机的配汽提出了更高的要求，为了提高机

2、组在顺序阀工作下的安全性和经济性，通辽霍林河坑口发电有限责任公司#1和#2机组在原有DEH系统配汽方式下的测试、分析和计算的基础上，对配汽方式进行改进和调整并设置机炉协调的PID控制参数。目的是使机组在安全的前提下，有较好的配汽节能性能，满足机组DEH阀门管理程序的要求，保证机组长期有效投运顺序阀。并降低机组低负荷运行时#1、#2瓦的瓦温，使机组在各负荷点#1、#2瓦的瓦温均与单阀运行时的瓦温相当且单顺序阀切换时温度波动范围不大于2，各瓦温均维持在80以下；切换过程保持主汽压平稳，负荷波动不大于10MW；机组在各负荷点工作时轴系振动保持不变；合理设置阀门开启重叠度，提高阀门特性曲线的线性度，并

3、结合机炉协调的PID控制参数调整，消除阀门、主汽压的高频波动，同时降低机组在阀门开启重叠区域的正常运行以及阀门切换过程中的经济性。在优化过程中，对原DEH系统顺序阀控制逻辑作了合理的修改，使汽轮机DEH系统配汽合理、运行稳定。1 设备状况霍林河电厂600MW空冷机组系哈尔滨汽轮机有限责任公司生产的NZK600-16.7/538/538型亚临界、一次中间再热、单轴、三缸四排汽、直接空冷凝汽式汽轮发电机组。调节系统为高压抗燃油型数字电液调节系统（简称DEH），电子设备采用了ABB北京贝利控制有限公司的Symphony系统，液压系统采用了哈尔滨汽轮机控制工程有限公司成套的高压抗燃油EH装置。机组配有

4、两个高压主汽门（TV）、四个高压调门（GV）、两个中压主汽门（RSV）和四个中压调门（IV）。2 优化项目背景分析哈尔滨工业大学先进动力控制与可靠性研究所于2010年6月对我厂机组进行了汽轮机配汽方式进行测算，得出以下结论：机组顺序阀运行时，低负荷区瓦温、轴振增加，与高负荷运行相比，#1瓦瓦温最大增加12，达到88左右，#2瓦瓦温最大增加8，达到87左右，上述事实表明，机组顺序阀运行时，调门开启顺序存在不合理因素，存在安全隐患，故有必要对机组进行配汽优化。本次优化将机组汽轮机顺序阀方式由顺序进汽方式更改为对角进汽方式，联合哈尔滨工业大学先进动力控制与可靠性研究所设计优化所涉及的汽轮机优化配汽D

5、EH系统部分的控制策略及SAMA图，我厂进行汽轮机优化配汽DEH系统逻辑组态。优化项目开展伊始，我们明确了优化的目标，之后对优化相关的背景情况的分析和了解，对于正确制定改进方案极其重要。汽轮机DEH系统配汽控制策略优化与AGC指令、原协调控制系统（CCS）、机组自身的调节特性、DEH调门流量特性、阀门开度曲线参数、主汽压力等相关，只有在充分认识这些相关因素后，才能有针对性地制定优化方案。2.1 配汽优化项目的可行性与必要性首先，哈尔滨汽轮机厂的600MW机组都是在较早的年代从国外引进的技术，所以很多配汽方案都是直接用引进机组的自带进汽方案或是套用相似型号的其他成熟机组的进汽方案，而这些配汽规律

6、都是按基本负荷设计得，并且当时的机组也不参与电网调峰，因此原配汽控制逻辑不影响其顺序阀的投运。其次，目前哈汽厂国内外订单多任务繁重，由于此问题根本不影响其交付发电厂使用。因此，机组配汽规律设计在刚交付发电厂使用一般是不会轻易改变原有配汽规律的，只是会在发电厂使用一段时间后，根据实际情况才会给出一些优化修改建议。同时，又由于发电厂用汽轮机组，最重要的就是安全问题，再加上每台机组由于实际生产与安装过程等原因而都有各自的阀门特性，所以重新设计每台机组的配汽规律是一个工作量很大的工程；因此，如果原有的配汽规律设计在交付发电厂使用时，如果没有大的安全隐患哈汽厂基本就不会再有大的变动。所以，顺序进汽的配汽

7、规律也就一直被批量的应用于目前的大多数相同型号的机组上，而没有对其进行优化改造。随着国内电网装机容量的增加和峰谷差的增大，要求原先被设计为带基本负荷的汽轮发电机组必须参与调峰运行，一些机组在调峰时的负荷达到了额定负荷的50%，甚至更低。据不完全统计，近些年来，国内若干台200MW、300MW及600MW汽轮机组在调峰变负荷过程中，出现了一系列由于喷嘴配汽设计不当而引发的轴系故障问题。故障发生部位在高中压转子处，以调节级附近最为严重，故障表现为瓦温升高、轴振增大等，瓦温有时高达100度，严重影响机组的安全运行。汽轮机的配汽方式虽然只是汽轮机调节系统的一个组成部分，但是对机组的安全性和经济性有着重

8、要的影响。2.2 机组配汽优化改造明显降低#1、#2瓦瓦温我霍林河电厂#1、#2号600MW机组于2010年6月2日2010年6月3日对汽轮机配汽方式展开了调研，通过对调研数据等进行整理与分析，得到如下的计算结果图：图1 瓦温时域变化图图2 轴振时域变化图图3 瓦温实际流量关系图图4 轴振实际流量关系图从上面的调研结果图中我们可以看出：顺序阀运行时，低负荷区瓦温、轴振增加，与高负荷运行相比，#1瓦瓦温最大增加12，达到88左右，#2瓦瓦温最大增加8，达到87左右。因此，机组顺序阀运行时，调门开启顺序存在不合理因素，存在安全隐患，有必要对机组进行配汽改造。如图5中所示，为霍林河汽轮机喷嘴布置图，

9、当#1、#2阀开启时，横向附加汽流力随着#1、#2阀的开大而增大，当#1、#2阀接近全开而其它两阀尚未开启时达到最大。转子在这一附加汽流力的作用下，轴心位置将发生较大的偏移，如图6所示，进油油楔面积减小，轴承供油量不足，从而将导致机组#1、#2瓦瓦温升高、振动增大等轴系故障。从配汽不平衡汽流力产生的机理可知，非对称进汽是调节级配汽不平衡汽流力产生的根源，因此，为了消除配汽不平衡汽流力应采用对称进汽，从而可以达到降低瓦温和瓦振的实际效果。对于图5所示的调节级喷嘴室布置，有四种开启顺序可供选择：A:#1+#3#4#2B:#1+#3#2#4C:#2+#4#3#1D:#2+#4#1#3 图5部分进汽附

10、加汽流力示意图 图6 附加汽流力作用下轴承工作情况轴承载荷是轴承正常工作的根本保证，大量实践证明调节级配汽不平衡汽流力的方向对机组的影响是不同的。对于垂直方向的不平衡汽流力，向下的方向有利于增加轴系的稳定性，对机组轴承的工作有利；而对于水平方向的不平衡汽流力，使进油油楔面积增大的不平衡汽流力，对机组轴承的工作有利，因此，在进行高负荷区的顺序阀配汽设计中，应使顺序开启的调节阀所产生的配汽不平衡汽流力的方向对机组轴承的工作有利。然而，上述原则仅是理想情况下的基本原则。实际情况下，由于机组轴系安装等方面的原因，如轴系标高、轴承间隙、轴承张口等可能导致轴承载荷分配的不合理，致使某些轴承载荷偏高或偏低，

11、这时轴承瓦温、振动等将会对调节级配汽不平衡汽流力的方向尤为敏感。因此，在确定调门开启顺序时，需通过对机组轴承瓦温、振动等实际运行数据以及调节级喷嘴组布置、喷嘴组喷嘴数目、调门预启阀开度等因素进行综合分析，对上述四种开启顺序进行综合比较，从而确定一种对机组轴系工作最有利的调门开启顺序。2.3 机组配汽优化改造消除阀门波动从图7中可以看出：阀门调节时存在明显的波动。从理论分析以及实际的机组运行数据的计算结果上，确定了引起这种现象的原因主要有两点：第一，是现有的阀门特性曲线性度差引起的，如下图8所示；第二，是由于机炉协调控制里面的PID参数引起的。此外，上述原因会引起主汽压的波动，而主汽压的波动又会

12、进一步恶化阀门的波动，这两点是耦在一起相互影响的。因此，可以首先通过对阀门特性曲线的线性度优化，在此基础上再对PID控制参数的进行合理设置，达到消除阀门波动性的效果。图7 调门开度时域图图8 阀门特性曲线线性度2.4 机组配汽优化改造减小主汽压的波动从下面的计算结果图9中，我们可以看出：在顺序阀投运时，主汽压是波动的比较厉害，主要原因是由于阀门特性曲线线性度差和机炉协调的PID控制参数设置相互作用引起的，解决汽轮机配汽问题，即可在消除阀门波动的同时，消除主汽压的波动性。（实际上我厂在顺序阀逻辑优化完毕并投运后，原有机炉协调控制，尤其是PID控制，通过调整PID参数进行折中调整，进而达到优化主汽

13、压波动性的目的。）图9 主汽压时域图2.5 机组配汽优化改造使阀门特性曲线具有较好的线性度从上面的计算结果图8中，我们可以看出：阀门特性曲线的线性度有一些差，这会直接导致阀门和主汽压的波动，另外这也会影响机组跟踪AGC指令的跟踪性能以及机组的一次调频特性。因此，需要对其重新优化，使其线性度更好。2.6 优化阀门重叠度提高阀门重叠区域的经济性图10 调门开度实际流量关系图从上面的计算结果图10中，我们可以看出：阀门开启的重叠度设置不合理，这从最后一个阀门开启时阀门流量特性的线性度变陡也可以得出，这就会导致机组在阀门开启重叠区域的经济性下降。因此，需要对其进行优化，使重叠度变得更加合理一些，提高阀

14、门开启重叠区域的经济性。2.7 单阀-顺序阀切换时的经济性分析对于单阀-顺序阀切换过程，切换时间越短经济性越高，切换时间越长经济性越差。因此，本配汽优化改造项目，在原DEH中的固定的阀门切换时间范围内，在调门切换，负荷波动允许范围内最快时间内使机组完成切换过程，从而保持良好的经济性。2.8 对机组滑压运行曲线的影响由于汽轮机进行配汽优化改造前和改造后都是采用顺序阀运行方案，而滑压运行曲线调节的是主汽压与负荷的关系，因此，各负荷点的阀门节流损失在改造前和改后是基本不变的。因此，滑压运行曲线也就可以维持不变。2.9 配汽优化改造项目的实施风险本配汽优化项目主要是针对的DEH中的阀门特性曲线以及对机

15、炉协调控制的PID参数进行修改，不存在任何硬件设施的更改，并且本项目所使用的阀门特性曲线辨识软件能够很好的根据实际运行数据对阀门的重叠度以及线性度做合理的优化。因此，即使是改造效果不好，也可以通过对原有的DEH中的曲线特性以及机炉协调控制中的PID控制参数的备份恢复到原有特性的状态。所以，改造的风险基本为零。通过变动负荷和汽机调门的扰动试验，对试验数据进行分析和计算，得出汽轮机配汽的动态特性，并计算出机组在各负荷段可能达到的配气流量及相应的主要参数的变化。这些试验、分析和计算将作为制订优化方案和系统调整的依据。3 改造方案及实施3.1 DEH系统阀门开启顺序更改机组调门的开启顺序为#1+#3#

16、4#2，即先开1、3号调门，再开4号调门，再开2号调门，阀门配置详细见图11所示。 图11阀门配置和开启顺序（从调速器端向发电机方向看）根据DEH程序的流程，阀门综合流量指令FDEM经过单阀函数块输出单阀配汽规律的阀门开度，经过4个顺序阀函数块后输出顺序阀配汽规律的阀门开度。因此，本项目的配汽优化改造是通过对DEH程序中阀门管理页的单阀和顺序阀函数块的修改来实现的。经过详细的理论计算并根据机组的实际运行情况，调整配汽优化改造单阀运行的函数块参数；调整配汽优化改造顺序阀运行的函数块参数（具体参数表不予列出请谅解）。3.2 优化前后的阀门开启规律对比图12 改造前后的阀门设计规律对比图3.3 优化

17、后的阀门设计规律与实际规律对比图13 优化后单阀的设计规律与实际规律对比图图14 优化后顺序阀的设计规律与实际规律对比图对机组的运行状况、调门的实际流量特性等因素进行综合分析和校核，并确定相关参数及控制策略。以图12中曲线为依据，机组的原设计规律重叠度在3%左右。（注：采用喷嘴调节的汽轮机，当前一个调节汽门尚未完全开启时就让后一个调节汽门开启，即称调节汽门具有一定的重叠度。调节汽门的重叠度通常为10%左右，也就是说前一个汽门开启到阀后压力为阀前压力的90%左右时，后一个调节汽门随即开启。）优化改后的阀门开启规律曲线相对比较平滑，而且顺序阀也配以设计比较合理的重叠度；同时，以图13中曲线为依据，

18、阀门开度的设计规律与实际规律，流量特性曲线的线性度等匹配。这些既会使机组满足AGC指令跟踪以及一次调频性能，同时也会使机组的经济及安全性更加合理化。4 优化后试验为了对机组进行阀门管理，配汽优化改造需开展如下4个试验：改造前阀门顺序开启试验、冷态试验、热态试验和经济性考核试验。4.1 改造前阀门顺序开启试验若机组一直处于单阀运行状态，没有机组阀门顺序开启的运行数据，为此，为了进行机组配汽优化改造，需要进行改造前阀门顺序开启试验。改造前阀门顺序开启试验目的是获取机组阀门顺序开启的试验数据，以便确定机组配汽优化改造的阀门开启顺序以及阀门流量特性。4.2 冷态试验冷态试验是在机组未起机状态下，而EH

19、油系统、油动机、调节汽门、DEH控制系统等已完全就绪的情况下，基于汽轮机组的仿真模型，通过给定一系列负荷指令以及单阀顺序阀切换指令而开展的汽轮机阀门管理功能验证性试验。该试验的目的在于考核机组DEH系统阀门管理程序的顺序阀控制逻辑以及单阀顺序阀切换逻辑的正确性、阀门动作的平稳性、EH油压的稳定性以及负荷控制的稳定性，从而为控制系统的正常动作提供必要的保证。4.3 热态试验在冷态试验合格后，需进行顺序阀控制以及单阀顺序阀切换的热态试验，此时，在DEH系统的阀门管理程序中，改造后的顺序阀控制程序正常投入运行，进行机组的顺序阀控制以及单阀顺序阀切换控制。热态试验的目的在于考查机组带负荷过程中，顺序阀

20、控制以及单阀顺序阀切换控制的逻辑正确性和执行机构动作的正确性，EH油系统工作的稳定性，油动机动作和阀杆振动情况，阀门切换的稳定性和可靠性，以及#1和#2轴承不同的负荷下瓦温、轴振和瓦振等是否合格。4.4 经济性考核试验在机组顺序阀改造的热态试验考核合格后，为了掌握机组进行配汽改造后的经济性，需进行机组改造前后，即进行单阀和顺序阀方式两种运行工况下的热经济性对比和考核试验。建议请电科院进行单阀和顺序阀方式（尽可能进行）的热经济性考核和对比试验。考核时建议采用定压运行，并且考核点建议选在额定负荷、80%、65%和50%几个负荷点处。4.4.1 试验记录数据清单序号参数1高调门GV1开度2高调门GV

21、2开度3高调门GV3开度4高调门GV4开度5功率6综合流量指令7主汽压力8调节级后压力9高排压力10主汽温度11高排温度12调节级后温度13#1瓦温度114#1瓦温度215#1瓦x振动X16#1瓦y振动Y17#2瓦温度118#2瓦温度219#2瓦x振动X20#2瓦y振动Y21#3瓦温度122#3瓦温度223#3瓦x振动X24#3瓦y振动Y25背压该试验的目的在于准确了解机组在进行配汽改造后的经济性。4.5 危险源分析及对策序号作业工序危险及潜在危险消除或减少危险及潜在危险措施1EH油压波动EH油压大幅度波动引发跳机冷态单阀切顺序阀试验中，校核阀门的开启顺序和EH系统工作状况，并注意监测EH压的

22、波动情况，如有问题，重新调整到合格范围内，并留有适当裕度，2主汽压力波动过大功率大幅度波动引发跳机主汽压力的波动应保证95，立即中止试验，并切换回单阀方式运行；4#1、#2、#3轴承振动振动大甚至跳机如果轴振130um立即中止试验，并切换回单阀方式运行；5切换时间太快过渡过程功率或主汽压力波动过大引发跳机切换时间应不小于4分钟6调节级温度波动调节级较大的热应力，影响疲劳寿命加长切换时间，切换过程中保证机组参数稳定；检查调节系统所工作正常；如果推力瓦块温度超过规程中规定的值，立即中止试验，并切换回单阀方式运行7推力瓦块超温烧瓦甚至跳机如果推力瓦块温度超过规程中规定的值，立即中止试验，并切换回单阀

23、方式运行；8油动机和阀杆振动有可能振断阀杆或阀头，负荷摆动油动机和阀杆横向振动超过120um，或者纵向振动超过40um，立即中止试验，并切换回单阀方式运行；9顺序阀控制投入长期运行阀门卡涩定期进行阀门活动试验5 节能分析与效果评价5.1 对机组#1、#2瓦瓦温、振动的影响配汽改造后，机组采用对角进汽，调节级配汽不平衡汽流力较小，轴心位置在变负荷过程中变化不大，轴承的负载不会因为负荷的变化而改变，#1、#2号轴承基本工作在设计工况下，瓦温和轴振与单阀运行时基本相当，保持在安全范围内。5.2 对轴系对中的影响配汽优化改造后，机组采用对角进汽，调节级配汽不平衡汽流力较小，机组在变负荷过程中#1瓦和#

24、2瓦处轴心位置与单阀运行时几乎不会发生变化，因此机组在动态运行过程中轴系对中状况能保持良好的状态。5.3 对#1、#2瓦轴承承载能力及稳定性的影响配汽优化改造后，机组采用对角进汽，调节级配汽不平衡汽流力较小，机组在变负荷过程中#1、#2号轴承所承担的载荷基本为转子自重，轴承能工作在设计工况下，这样在保证其承载能力的前提下，稳定性不会受到影响。5.4 对推力瓦温度的影响配汽优化改造后，机组采用对角进汽，调节级配汽不平衡汽流力较小，机组在变负荷过程中#1、#2号轴承几乎不承受倾覆力矩，推力瓦温度与单阀运行时基本相当，保持在安全范围内。5.5 对调节级叶片动应力的影响配汽优化改造后，机组连续弧段进汽

25、改变为非连续弧段进汽，调节级动叶片所受的进汽激振力频率增加一倍，此频率最高达到110Hz。由于调节级动叶片比较短，其固有频率一般都在500Hz以上，因此不会对调节级叶片造成不良影响，多台同类机组改造后的长期运行实践充分证明了其安全性。5.6 对调节级效率的影响配汽优化改造后，机组采用调门顺序开启的方式进汽，低负荷区两个调门同时开启，高负荷区调门依次开启，同一时刻只有一个调门或两个调门处于部分开启状态存在节流损失，机组节流损失小，调节级效率较高，机组具有较好的运行经济性。5.7 对机组热应力、热膨胀和上下缸温差的影响从喷嘴组热应力角度而言，最佳的工作方式是全周进汽方式。配汽改造后，调门开启形成的对角进汽格局，汽流沿周向分布更趋均匀，有利于减小部分负荷下机组的热应力。从热膨胀的角度而言，决定缸胀的因素是汽缸（尤其是外缸）体积平均温度。配汽改造后，可能改变的仅是调节级处的内缸温度周向分布，对热膨胀基本没有影响。从上下缸温差而言，一方面，上下缸温差主要问题在外缸上，内缸上下温差很少超限；另一方面，对角进汽对内缸上下