单绍荣，焦世超，刘世云

（1.华电电力科学研究院，浙江杭州310013；2.哈尔滨汽轮机有限责任公司，黑龙江哈尔滨150000）

660MW超超临界节流调节机组滑压研究及应用

单绍荣1，焦世超1，刘世云2

（1.华电电力科学研究院，浙江杭州310013；2.哈尔滨汽轮机有限责任公司，黑龙江哈尔滨150000）

火电机组部分负荷运行时滑压调整是当前的必然。传统喷嘴调节和新引进的节流调节机组滑压优化过程中，负荷与压力关系曲线走势不一致，导致节流调节寻找滑压运行曲线的方法也不一致。针对某厂由上汽引进西门子技术制造，660MW两只高调门全周进汽节流调节机组，通过高精度试验，研究分析如何获得该型机组滑压曲线，并提出区别于传统滑压曲线的调门开度与负荷关系滑压曲线。结合影响滑压曲线实施的AGC、一次调频响应速度慢的问题给出解决建议。该文建议节流调节机组在负荷相应要求较高的情况下采用调门半开的运行方式，以保证电网的快速响应需求。而在采用协调控制系统优化，充分利用机组大容器蓄热能力，参与调节负荷响应速度的情况下，采用调门全开的运行方式，这样既能保证机组最高的经济性，又能保证电网快速响应的需求。

节流调节；滑压运行；滑压曲线；AGC；一次调频；试验研究；调门半开；调门全开

0　引言

根据目前国内各类型发电机组容量来看，煤电仍然占据主要地位。而煤电机组目前除了常用的节能减排技术可以降低煤耗提高经济性外，提高初蒸汽参数可以带来理论效率的提高，从而从根本上降低煤耗提高经济性。目前从国内大容量煤电机组来看百万机组已开始被推广应用，而60万、66万等级的超临界、超超临界煤电机组应用已经比较广泛。且机组在当前电网实际运行中并不能保证时刻在额定负荷运行，实际平均负荷约70%，在这种部分负荷运行时必会带来较低的效率和经济性的降低。为在当前形势下响应国家节能减排号召，部分负荷下滑压运行就成为必然。而传统喷嘴调节和新型节流调节[1，3]机组，滑压优化过程中，负荷与压力关系曲线走势不一致。喷嘴调节机组滑压线型多为上开口抛物线型，而全周进汽节流调节机组滑压曲线走势并无拐点存在。且该种节流调节机组的滑压和定压运行之间的热经济性比较方式，目前尚无定论[2，3]。某厂由上汽引进西门子技术制造，660MW节流调节机组，采用两只高调门同开度节流，全周进汽滑压运行[4]，为满足AGC快速负荷响应的要求，高压调门实际留有较大的裕量调节负荷，因此部分负荷运行下，高调门节流损失较大，对机组运行经济性造成不利影响[5]。通过高精度试验对上汽该型660MW汽轮机进行滑压优化，研究分析其滑压优化方法，给出兼顾机组经济性和实际可控性的滑压曲线，并针对影响滑压曲线实施的AGC、一次调频响应速度慢的问题给出部分解决方案，可为同型汽轮机运行优化方式提供借鉴。

1　滑压优化理论方法

1.1滑压优化理论

在运行参数和机组热力循环系统不变的运行状态下，机组负荷与主蒸汽流量成正比，而主蒸汽流量与其压力和高调门开度成正比，即此时机组负荷与主蒸汽压力和高调门开度关系可表示为[6]：

式中Ng—机组负荷；

P0—主蒸汽压力；

Cv—调门线性开度；

由上式可知，同样Ng、P0越大则Cv越小。该种运行方式下将带来如下影响：首先主蒸汽压力P0增大，机组郎肯循环效率较高，有利于经济性的提高。但高调门开度Cv较小，节流损失较大，导致高压缸效率降低，不利于经济性的提高。再则因主汽压力提高，需要给水压力相应提高，那么给水泵功率提升，给水泵汽轮机进汽量将增加，最终导致大汽轮机做功减少。对于该型机组给水泵实测功耗占机组出力的1.81%。因此，滑压优化的实质是寻找各负荷Ng下主蒸汽压力P0与高调门开度Cv的最佳匹配关系，确定最佳滑压阀位和相应的滑压曲线。

1.2滑压优化方法

滑压优化一般可采用高精度试验寻优法和耗差分析法[7]，由于耗差分析主要针对不同负荷各种滑压下影响经济性的主要参数进行耗差分析从而得出结论，因此耗差分析法忽略了一部分影响经济性的次要因素，误差不可避免。因此该文建议在可行的方案下通过高精度试验的实测手段，获得机组在各负荷下不同滑压运行方式的热耗率差异。将试验结果绘制成各负荷不同压力下关系曲线，或绘制成不同滑压阀位下热耗与机组负荷的关系曲线，对其经济性比较，从而获得优化的滑压曲线。

2　660MW节流调节机组滑压优化试验

2.1试验概况

针对某厂上汽660MW节流调节机组开展定滑定试验研究，机组型式为超超临界、一次中间再热、单轴、四缸、四排汽、双背压凝汽式汽轮机，设两只高压调门，全周进汽。滑压优化试验按照ASME PTC6-2004标准要求进行，分别在400MW、460MW、530MW、600MW设置了4个负荷点，每一负荷点按不同压力选取4种滑压方式进行比较，试验结果对热耗和机组负荷进行主蒸汽温度、再热压损、再热蒸汽温度、低压缸排汽压力进行二类修正。本试验为首次开展该类型机组试验，因此为可靠起见采用传统的同负荷下定压力方式进行。该文后续分析及结论建议该型机组采用同负荷下定调门开度方式，这样更加有利于分析得出该型机组的定滑定曲线—负荷与调门开度关系曲线。

2.2滑压试验特点及建议

图1　主汽压力与热耗关系曲线

试验得知该类型（节流调节）机组部分负荷下，热耗随调门开度增加而降低，即经济性随调门开度增加而提高。传统带调节级喷嘴调节机组，定负荷滑压运行时热力系统经济性存在拐点。而该型全周进汽节流调节机组在试验分析中并未发现该类拐点，且随着压力降低，热耗率也降低，直至两只高调门全开。因此高调门全开（即主蒸汽压力最低）时机组热耗最低，经济性最好，图1为各负荷下试验滑压主蒸汽压力对应的热耗关系曲线。

图1可以看出该型节流调节机组与传统喷嘴调节机组定负荷不同压力的曲线走势并不一致。且600MW和460MW负荷时主汽压力与热耗关系几乎为线性关系，而530MW和400MW负荷下主汽压力与热耗关系曲线为反常的上凸形曲线。该现象分析如下：首先600MW和460MW负荷下该型机组随主汽压力下降导致的郎肯循环效率降低带来的经济性降低效果，与高压缸效率提升和给水泵功耗下降带来的经济性提升效果，基本呈线性关系增减。而530MW和400MW负荷下该型机组随着主汽压力下降，郎肯循环效率降低带来的经济性降低，与高压缸效率提升和给水泵功耗下降带来的经济性提升，综合效果为随着主汽压力降低、调门开度增加，机组经济性往优越的方向发展，且发展速度先慢后快。即随着主汽压力降低、调门开度增加，郎肯循环效率降低速度先快后慢；或者高压缸效率提升速度和给水泵功耗下降速度先慢后快，结合后续分析的图2和图3可知，高压缸效率和给水泵汽轮机进汽量并无明显此类现象。因此判断为郎肯循环效率降低的速度为先快后慢，是导致图形反常上凸的主要因素。

2.3高压缸效率变化

根据图2所示不同负荷不同主蒸汽压力下，高压缸效率随主蒸汽压力降低而提高，两只高调门全开时高压缸效率最高，此时高调门无节流损失，高压缸效率基本维持在88.88%上下。各负荷下高压缸效率最大的变化范围79.08%～89.04%，最小的变化范围也达到82.76%～88.70%，因此高调门部分开度时节流损失不可小嘘，影响高压缸效率变化范围达6～10个百分点，影响机组效率1.33%以上，平均影响热耗95kJ/（kW·h），平均影响煤耗3g/（kW·h）左右。因此，机组低负荷运行时，较小高调门开度使得高压缸效率严重偏离高效工作区，这种调门小开度运行方式将对机组经济性造成显著不利影响。

图2　主汽压力与高压缸效率关系曲线

2.4给水泵汽轮机进汽量变化

不同滑压运行方式下给水泵汽轮机进汽量变化如图3所示，从图中可以看出随着主蒸汽压力的降低，给水泵汽轮机进汽量也降低，轴功率减小。相对来说虽然小机转速降低会导致小机效率的下降，但这样可以有更多的蒸汽留在大汽轮机用于做功发电，对机组经济性有利。

图3　主汽压力与给水泵汽轮机进汽流量关系曲线

相同负荷采用不同滑压运行时，高调门开度越大，小机进汽流量越小。给水泵功耗下降，提高机组经济性。

2.5机组热耗与负荷关系

因首次开展该类型机组滑压优化，谨慎起见本次试验采用传统定负荷不同压力的方式进行。建议读者针对该类型机组开展滑压优化时，采用定负荷不同调门开度的方式，方便分析并顺利得出滑压曲线，且该类型机组滑压曲线建议给出为负荷与调门开度的关系曲线。本次虽然采用了传统定负荷不同主汽压力的方式，并不影响得出该文之结论。

不同滑压运行方式下，调门开度大小（主蒸汽压力）与机组负荷变化关系如表1和图4所示。通过机组负荷与热耗关系曲线可以看出随着调门开度的增大，滑压热耗也伴随降低。机组运行随着调门开度的增加，经济性向好的方向发展。

根据以上试验情况看，上汽采用西门子技术的660MW汽轮机组在降低主蒸汽压力，增加调门开度运行时，机组郎肯循环效率的降低被缸效提高、给水泵功率下降等有利因素带来的好处所覆盖，最终使得机组总体运行经济性有所提高。

表1　各负荷主汽压力与热耗计算结果

图4　机组负荷与高调门开度关系曲线

3　滑压运行方式确定

各负荷下随着主汽压力降低，调门开度增大时，各工况调门开度与主蒸汽压力及流量关系曲线如图5所示，调门开度与热耗关系如图6所示。

由图5和图6可知，各负荷下，调门开度越大，主蒸汽压力、流量越小，经济性越好。调门开度在50%～100%之间主蒸汽压力、主蒸汽流量变化量都相对较小。调门开度在50%～100%之间时，600MW和460MW工况热耗变化量也相对较小，530MW和400MW工况热耗变化率也相对较小，但较600MW和460MW工况稍大，该现象与图1分析该工况主汽压力与热耗关系曲线反常上凸时的原因一致，不再赘述。

可以看出机组经济性随着调门开度增大经济性提高，且调门全开经济性最好。所以在现实可操控的前提下实现调门全开运行是优化调整的目标。而根据目前该厂AGC和一次调频的响应质量看，情况不容乐观。且若采用调门全开运行方式必定会占用现有AGC和一次调频响应资源[8]。

由前述分析可知调门开度50%～100%时，主蒸汽压力、流量变化量有限，且600MW和460MW工况下热耗变化量也有限，仅530MW和400MW工况下热耗变化量仍有相对稍大的空间。但考虑到该厂AGC和一次调频相应速率欠佳的现实情况，需要预留一定的调门开度作为资源参与调整。因此结合该厂实际情况，目前无法实现调门全开的运行方式，而调门半开是一个不错的选择，且根据试验数据分析可知，该种运行方式下能够获得相对较大的经济性提高，且50%～100%开度之间经济性提高的空间不大。

图5　调门开度与主蒸汽压力及流量关系曲线

图6　调门开度与热耗关系曲线

根据试验数据可知530MW调门开度50%时主蒸汽压力19.90MPa，调门全开时主蒸汽压力19.05MPa。因此调门开度在50%左右时，比调门全开时主蒸汽压力高约4.27%。根据运行参数与热力参数不变的边界条件下，主蒸汽流量与发电机有功成正比的关系可知：高调门开度50%左右稳定运行时，仅靠调门调整至全开状态仍然有4.27%左右的负荷可以参与快速响应，可以保证AGC和一次调频的要求。其余工况与此类似不再赘述。

表2　530MW调门半开与调门全开主蒸汽压力变化

建议电厂在AGC和一次调频品质问题未能解决前，相比目前调门开度在30%左右的滑压运行方式，采用调门半开的综合滑压方式运行，能够带来比目前更好的经济性，同时这种运行方式不占用现有的AGC和一次调频资源。运行人员手动修正主蒸汽压力时，参照两只高调门开度分别50%目标进行。

4　滑压曲线自动控制

目前机组国内机组滑压运行曲线，基本是采用机组负荷与主蒸汽压力关系曲线的形式给出。该种定滑定曲线方式有一定的缺陷，滑压运行时可控参数容易受环境和机组运行条件限制而偏离基准值。此时该机型若仍然采用传统滑压曲线给定的主蒸汽压力参与调整运行，调门开度将偏离目标值。后果可能是调门开度偏小影响机组经济性；也可能是调门开度偏大，虽然经济性相对提高，但是影响机组AGC、一次调频响应质量和机组安全性。通常解决方法是将主蒸汽压力进行反向二类修正，获得新的滑压目标值参与调整，但对于运行人员要求较高，不利于实施。

结合该机型具有调门开度越大经济性越好的特点，给出的滑压曲线为负荷与调门开度的方式。即各部分负荷下两只高调门开度分别为50%运行。

这里需要强调的是：不采用测量和记录某一时期各负荷下高调门开度50%时的主蒸汽压力，再用该压力嵌入DEH或DCS系统自动调节的方式。而采用各负荷下直接控制调门开度稳定在50%附近，主蒸汽压力随当前负荷和调门开度自动跟随。因此该型机组滑压运行方式的自动控制需要配合修改控制系统。采用调门开度决定压力，而非采用压力决定调门开度的方式；或采用压力决定调门开度，并辅以压力迭代跟踪至目标调门开度的方式。这样就避免了传统滑压曲线需要根据机组运行条件进行快速修正的过程，且有些因素无法实现快速修正，比如减温水量、吹灰、抽汽量变化等。

5　滑压运行方式实施

由于当前电网对机组AGC、一次调频响应速率的要求比较高，而目前机组该响应速率并不高，因此无法实现调门全开方式运行。根据试验数据分析采用调门半开的方式既能实现经济性的提高，也不占用现有响应速率的资源。

针对改善AGC和一次调频品质的方式，建议电厂对一次调频控制回路进行优化，在给水调节回路里增加对一次调频的快速响应控制，提高机组负荷响应速度；在一次调频动作时，用短时快速提高一次风机母管压力的方法，提高一次风系统输送煤粉的能力，同时瞬间减少抽汽流量（利用减少凝结水流量来实现）以提高机组负荷[9]。通过协调控制系统的优化，在充分利用机组大容器蓄热效果的同时又保证了机组的AGC控制和一次调频速率。

待AGC和一次调频响应品质提高后，采用调门全开滑压运行方式，进一步提高机组经济性。运行人员手动修正主蒸汽压力时，参照两只高调门开度分别100%目标进行。

6　结语

上汽采用西门子技术生产的超超临界660MW节流调节机组经济性随调门开度增大而提高。在调门全开时经济性达到最佳状态。

对于该型全周进汽节流调节机组，滑压曲线优化试验时，建议在各部分负荷下，都使用同一组调门开度开展试验。从而方便试验结果的对比和滑压优化结果的给出。

该型机组经济性最佳的滑压运行方式应为调门全开状态，为兼顾AGC、一次调频响应速率，建议目前采用调门半开的滑压运行方式。待采用控制回路优化，增加提高粉管风压、瞬间减少抽汽量、配合利用系统储能等手段，使得AGC、一次调频响应品质提高后再考虑采用调门全开的滑压运行方式。

为避免滑压运行时需要在线对滑压曲线进行跟踪修正，且某些实际因素无法修正。对该型机组采用负荷与调门开度的方式给出滑压运行曲线。需要针对该种运行方式修改部分控制系统逻辑。

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Ultra Supercritical 660MW Throttle Unit Experimental Research and Application on Sliding Pressure

SHAN Shao-rong1，JIAO Shi-chao1，LIU Shi-yun2

（1.Huadian Electric Power Research Institute，Hangzhou 310013，China；2.Harbin Turbine Company Limited，Harbin 150000，China）

It is inevitable for thermal power plant sliding pressure adjustment when in part load operation.The load and pressure trend curve is inconsistent，and it has been found when optimizing sliding pressure curve for conventional nozzles regulation and the introduction of new throttle unit，and this lead to different method for finding the sliding pressure curve.High-precision experiments have been taken on Ultra supercritical 660MW Throttle Unit which introduced and manufactured by STP using Siemens technology.The method of finding sliding pressure curve and a kind of new curve was given in this paper，in addition，some suggestion for using the sliding pressure curve also has been given.The article recommends throttle unit with more stringent requirements of load corresponding，operated in GV half open mode，in order to ensure rapidly response to the needs of the grid.In optimizing the use of CCS，combination with making full use of large container unit heat storage capacity，involved in regulating the response of load.Then，GV full open mode should be used，this will not only ensure the best unit of the economy，but also ensures the grid needs to respond rapidly.

throttle adjusting；sliding pressure operation；sliding pressure curve；AGC；primary frequency；test study；GV half open；GV full open

10.3969/J.ISSN.2095-3429.2015.05.001

TK267

B

2095-3429（2015）05-0001-06

单绍荣（1983-），男，江苏建湖人，硕士研究生，工程师，从事火电厂经济性诊断及性能考核工作。

2015-09-09

2015-10-23