船用增壓鍋爐裝置的降負荷控制策略

黃文元， 王 剛， 倪 何， 覃海波， 金家善

(海軍工程大學 動力工程學院， 武漢 430033)

船用增壓鍋爐裝置的降負荷控制策略

黃文元， 王 剛， 倪 何， 覃海波， 金家善

(海軍工程大學 動力工程學院， 武漢 430033)

為提高增壓鍋爐裝置降負荷速度,改善動力系統機動性，提出一種可行的快速降負荷控制策略. 分析增壓鍋爐裝置降負荷特性，結合已有研究成果構建某型船用增壓鍋爐裝置的機理模型，借助SimuWorks系統仿真平臺搭建全系統模型，進行快速降負荷控制策略的仿真實驗. 結果表明：實驗搭接的仿真模型可信度較高，與實際設備運行的誤差在0.3%以內；該型增壓鍋爐裝置勻速降負荷時，燃油流量調節閥的最大關閥速度為1.85 (°)/s，需要172 s才能重新回到穩定狀態，而分段式降負荷控制策略耗時縮短43.78%，且分段數越多，回歸穩定耗時越短. 研究成果對該型增壓鍋爐裝置的監控系統設計和調節閥參數設定有一定的指導意義.

增壓鍋爐裝置； 降負荷特性； 空氣過余系數； 控制策略

由于增壓鍋爐裝置相對于常壓鍋爐有著體積小、效率高等優勢，在能源動力領域的運用越來越廣泛[1]. 與常壓鍋爐相比，增壓鍋爐裝置各組成設備間具有更強的耦合性，為保證增壓鍋爐裝置運行的安全性、穩定性和經濟性，對增壓鍋爐裝置動態匹配關系的研究很有必要，特別是在鍋爐降負荷過程中的匹配關系[2]. 增壓鍋爐裝置在降負荷過程中，由于機組轉子的機械慣性，難以精確把握該在何時對相應的控制部位進行調節，以及怎么調節(以多大的速度、多大的幅度). 一般做法是以保證鍋爐降負荷過程中的安全、穩定為原則，在廠家給出的安全范圍內進行操作，通常廠家在設定安全范圍時會留有較大的裕度，因此在實際操作中往往無法發揮其最大的降負荷能力，面對緊急時刻(例如緊急剎車、緊急倒車)難免會因為來不及反應而造成損失.

近年來，一些專家學者在增壓鍋爐裝置建模及其匹配運行等領域做了相關研究并取得相關成果[3-14]. 朱泳等[15]建立鍋爐燃燒及蒸發系統的動態數學模型并進行仿真實驗，得到了增壓鍋爐汽包壓力、水位及過熱蒸汽溫度在不同負荷突降擾動下的動態響應特性；趙冬來[16]基于渦輪增壓機組模型以及改進的壓氣機特性計算方法，建立了精度較高的渦輪增壓機組穩態和動態仿真模型，對增壓鍋爐從低工況30%到高工況100%的加速過程進行了仿真分析；房桐毅[17]基于流體網絡對渦輪增壓機組在增減速過程中的流量特性，分析了不同大氣溫度下的功率平衡點以及過量空氣系數變化對渦輪增壓機組的影響. 這些研究主要集中在增壓鍋爐及渦輪增壓機組的特性分析，沒有更進一步對增壓鍋爐的控制策略進行系統分析和研究.

本文以某型船用增壓鍋爐裝置為對象，在分析其降負荷特性的基礎上，對其進行建模，并在仿真平臺上進行仿真實驗，對降負荷過程的爐膛空氣過余系數進行研究，通過調節鍋爐降負荷速度或幅度，使空氣過余系數保持在爐膛穩定燃燒允許的范圍內波動，進而得到不同初始狀態下的最小降負荷時間，實驗結果可以指導實際監控系統的參數設定，為該型增壓鍋爐裝置的安全運行提供支持.

1 增壓鍋爐裝置降負荷特性分析

增壓鍋爐裝置由增壓鍋爐本體和渦輪增壓機組組成，由于鍋爐排放的煙氣仍具有較高的能量，經凈化處理后可以進入煙氣渦輪，帶動壓氣機為鍋爐提供具有一定壓力和溫度的助燃空氣. 鍋爐的熱負荷主要由噴油量來決定，當鍋爐降負荷(即噴油量減少時)，由于渦輪增壓機組轉子具有一定的機械慣性，響應鍋爐的降負荷需要一定時間，如果噴油量的減少速度大大超過了機組響應速度(特別是在緊急剎車、緊急倒車等噴油量減少速度比較快的情況)，很容易出現爐膛內空氣過余系數驟升導致熄火的情況.

空氣過余系數是鍋爐燃燒狀態的一個重要影響因素，如果空氣過余系數太小，燃料不能完全燃燒，出現冒黑煙的現象；空氣過余系數也不宜過大，較大的空氣過余系數會增加空氣帶走的熱量，使得鍋爐的排煙損失增加，降低鍋爐熱效率，當空氣過余系數足夠大(即進入爐膛的空氣量過大)可能會造成鍋爐熄火. 一般船用增壓鍋爐的最佳空氣過余系數為1.10～1.20，既可保證燃料的完全燃燒，又可以使得鍋爐的排煙損失在可接受的范圍內.

2 增壓鍋爐裝置機理模型

本文研究對象為某型船用增壓鍋爐裝置. 根據該型增壓鍋爐裝置的設備組成以及工質流向，采用模塊化建模方法將其劃分為鍋爐爐膛、渦輪增壓機組、風道系統、空氣夾層和煙道系統共5個模塊.

2.1 鍋爐爐膛

爐膛是燃料和空氣混合燃燒的場所，由于增壓鍋爐結構較為緊湊，燃燒時爐膛可作為集總參數處理，其能量守恒方程為

爐膛內煙氣質量的計算公式為

式中：pb為爐膛壓力，由煙道系統的流體網絡模型得到，Vb為爐膛容積，Rg為理想氣體狀態參數.

輻射換熱量QF的計算公式為

).

爐膛空氣過余系數α的計算公式為

α=Wk/(13.865Wr).

2.2 渦輪增壓機組

渦輪增壓機組可以根據其設備組成再次進行模塊化分解，劃分為壓氣機、煙氣渦輪、輔助汽輪機、機組轉子4個模塊.

2.2.1 壓氣機

壓氣機主要利用煙氣渦輪和輔助汽輪機提供能量，將空氣壓縮到一定壓力和溫度送入爐膛助燃. 空氣可視為理想氣體，根據理想氣體狀態方程，可得壓氣機功率為

式中：Gk為壓氣機的空氣質量流量，cpk和Tk0為空氣的定壓比熱容和進口溫度，πc為壓氣機壓比，Kk為空氣絕熱系數，ηc為壓氣機內效率.

壓氣機壓比πc的計算公式為

πc=pc2/pc1.

式中pc1和pc2為壓氣機的進、出口壓力，由風道系統的流體網絡模型計算得到.

壓氣機流量Gk與壓氣機進口壓力pc1、進口溫度Tc1和壓比πc有關，且

壓氣機在工作過程中的能量損失包括：葉輪摩擦損失ηf、扇形損失ηθ、級間漏氣損失ηy和鼓風損失ηw等，各項損失的計算公式為：

式中：ρk0為壓氣機進口空氣密度，DC、LC、bC和hC為壓氣機平均直徑、靜葉柵軸向長度、葉片頂部徑向間隙和葉片平均高度，Kf、Kw和ζwi為壓氣機摩擦損失系數、鼓風損失系數和局部進氣系數，nc為壓氣機轉速.

綜合考慮這些損失后，壓氣機內效率ηc可表示為

ηc=1-(ηf+ηθ+ηy+ηw).

2.2.2 煙氣渦輪

煙氣渦輪是壓氣機的主要功率來源，由于高溫氣體也可以當作理想氣體處理，故煙氣渦輪的輸出功率為

式中：Ty0為煙氣的進口溫度，Gy和cPy為煙氣質量流量和定壓比熱容，εgt為煙氣膨脹比，Kg=1.35為煙氣絕熱系數，ηgt為煙氣渦輪內效率.

煙氣膨脹比εgt的計算公式為

εgt=pgt1/pgt2.

式中pgt1和pgt2為煙氣渦輪的進、出口壓力，由煙道系統的流體網絡模型計算得到.

因為煙氣渦輪采用固定葉柵和沖動式葉片，故內效率可表示為膨脹比εgt的函數

ηgt=fgη(εgt).

2.2.3 輔助汽輪機

輔汽輪機用于當煙氣渦輪功率不足或者在機組啟動、加速時驅動壓氣機，本機組的輔汽輪機采用雙列調節級，其進汽流量為

式中：Gst0、pst10和Tst10為額定工況的進汽流量、壓力和溫度，pst1和Tst1為當前進汽壓力和溫度，β為流量修正系數，θ為調節閥閥位，a0～n為各階流量擬合因子.

其中流量修正系數β的計算公式為

式中Pst2為汽輪機背壓，εcr=0.546為過熱蒸汽的臨界壓比.

汽輪機的輸出功率在等熵膨脹時最大，且

Sst1=fS(pst1,Hst1)；Hst2S=fH(pst2,Sst1).

汽輪機的實際輸出功率為

Nst=Gstηst(Hst1-Hst2S).

式中Hst2S為理想排汽焓，Sst1為進口蒸汽熵，ηst=0.87為輔助汽輪機的內效率.

2.2.4 機組轉子

作用在機組轉子上的功率包括煙氣渦輪輸出功率Nst、輔助汽輪機輸出功率Ngt、壓氣機耗功Nc和轉子損失功率Nloss.

由能量守恒列出轉子動力學方程為

aa=30(Nst+Ngt-Nc-Nloss)/(πJana).

轉子損失功率的計算公式為

Nloss=0.01(Nst+Ngt)+500.

根據牛頓第二定律有

根據渦輪增壓機組的結構(壓氣機和煙氣渦輪共軸，而輔助汽輪機通過減速器帶動壓氣機)有

式中：ngt、nst和nc為煙氣渦輪、輔助汽輪機和壓氣機的轉速，agt、ast和ac為煙氣渦輪、輔助汽輪機和壓氣機的角加速度，Kgear為減速器的減速比.

2.3 空氣夾層

進出空氣夾層的流量主要有空氣夾層進風量Gjca1、爐膛進風量Gbk和空氣泄漏量Gjcl，由質量守恒方程可得

KNPkVjcdpjc/dt=Gjca1-Gbk-Gjcl，

式中pjc為空氣夾層風壓，KNPk為空氣壓縮系數，Vjc為空氣夾層容積.

空氣壓縮系數KNPk的計算公式為

KNPk=?ρk/?pk.

空氣夾層進風量和爐膛進風量可由空氣在湍流狀態下的一維流動方程計算得到：

式中ξc2jc和ξjc2b分別為空氣夾層進風道和鍋爐配風器的阻力系數.

2.4 風道系統

風道系統由大氣、壓氣機入口、壓氣機出口3個壓力節點和大氣到壓氣機入口、壓氣機出口到空氣夾層兩條流量支路組成. 其中，大氣節點的參數為給定值，壓氣機入口和壓氣機出口需要通過流體網絡模型迭代計算得到.

式中：ξa2c和ξc2jc為大氣到壓氣機入口和壓氣機出口到空氣夾層的風道阻力系數，Vcpn為壓氣機出口風道的容積，KNPa為空氣壓縮系數.

2.5 煙道系統

煙道系統由對流蒸發管束出口、過熱器出口、經濟器出口、煙氣渦輪入口、煙氣渦輪出口、大氣6個壓力節點和爐膛出口到對流蒸發管束出口、對流蒸發管束出口到過熱器出口、過熱器出口到經濟器出口、經濟器出口到煙氣凈化裝置出口、煙氣凈化裝置出口到煙氣渦輪入口、煙氣渦輪出口到煙囪出口6條流量支路組成. 與風道系統類似，除大氣節點外，其他幾個節點壓力隨相應各支路的流量變化而變化，需通過流體網絡模型迭代計算得到.

pgt2=p0+(Gy/ξg2a)2，

pgt1=pjj-(Ggeg/ξge)2，

pjj=pgr-(Gjjg/ξjj)2，

pgr=pdl-(Ggrg/ξgr)2，

pdl=pb-(Gdlg/ξdl)2，

KNPyVjjdpjj/dt=Gjjg-Ggeg，

KNPyVgrdpgr/dt=Ggrg-Gjjg，

KNPyVdldpdl/dt=Gdlg-Ggrg，

KNPyVbdpb/dt=Gjca2+Gboil-Gdlg.

式中：ξg2a、ξge、ξjj、ξgr和ξdl為煙囪、煙氣凈化裝置、經濟器、過熱器和對流蒸發管束的阻力系數，pgt2、pgt1、pjj、pgr和pdl為煙氣渦輪出口、煙氣渦輪入口、經濟器出口、過熱器出口和對流蒸發管束出口的煙氣壓力，Ggeg、Gjjg、Ggrg、Gdlg、Gjca2和Gboil為煙氣凈化裝置煙氣流量、經濟器煙氣流量、過熱器煙氣流量、對流蒸發管束煙氣流量、爐膛進風量和爐膛噴油量，Vge、Vjj、Vgr、Vdl和Vb為煙氣凈化裝置、經濟器、過熱器、對流蒸發管束和爐膛內煙氣流通部分的容積，KNPy為煙氣壓縮系數.

利用上述模型和已有研究成果[3-4,7-8]，在SimuWorks仿真支撐平臺上搭建某型船用增壓鍋爐裝置的全系統模型，其拓撲結構如圖1所示.

圖1 某型增壓鍋爐裝置模型的拓撲結構圖

3 仿真實驗與結果分析

由于空氣過余系數過大或者過小都會造成鍋爐熄火，為了直觀地從實驗結果得到分析結論，在仿真實驗中設置了空氣過余系數邊界值. 上、下邊界值分別反映了在保證鍋爐燃燒穩定(不熄火)的條件下，能夠允許的最大和最小進風量. 由于空氣過余系數邊界值與鍋爐結構有關，本實驗根據實際鍋爐的運行數據，將空氣過余系數上邊界取為2.3，空氣過余系數下邊界取為0.8，也即當空氣過余系數在0.8～2.3時，認為鍋爐燃燒穩定.

3.1 勻速降負荷仿真實驗與結果分析

假設當前鍋爐處于全負荷穩定運行狀態(燃油流量調節閥角度315 °). 記初始狀態的時刻為t=0s，在t=2s時，以不同速度均勻關小燃油流量調節閥減少噴油量，使鍋爐從全負荷逐步降低至最小負荷(燃油流量調節閥角度0°)，實驗結果如圖2所示，各曲線表示不同關閥速度下空氣過余系數的變化曲線(關閥速度從左往右分別為3.15、1.85、1.26、1.00(°)/s).

圖2 不同關閥速度下空氣過余系數的變化曲線

Fig.2 Changing curve of excess air coefficient when valve closed with different speeds

由圖2可見，由于噴油量下降，煙氣流量和參數降低，但是渦輪增壓機組的機械慣性使機組轉速不會立即響應煙氣流量和參數的變化，鍋爐的進風量不會馬上下降，空氣過余系數將上升，而且上升速度與燃油流量調節閥的關閥速度成正比，達到最高點的時間與關閥速度成反比. 當燃油流量調節閥的關閥速度為1.85(°)/s時，空氣過余系數最大值為2.3，過渡過程時間為172 s. 由此可見，該型增壓鍋爐在勻速降負荷時，燃油流量調節閥的關閉速度不能超過1.85 (°)/s. 所得關閥速度略大于船上的實際操作速度，考慮到實際操作留有的安全裕度，這個極限速度是合理的，由此可以看出仿真結果的逼真度，同時通過對仿真模型與實船試驗在不同工況基本參數的對比，誤差控制在0.3%以內，進一步說明仿真模型的正確性，即可以認為仿真模型達到了仿真試驗的要求.

3.2 快速降負荷真實驗與結果分析

如何使鍋爐在保證安全運行的前提下，在最短時間內降至目標負荷非常重要. 本節在勻速降負荷仿真實驗的基礎上，進一步研究增壓鍋爐的快速降負荷控制策略.

初始狀態仍取全負荷穩定運行狀態，但采取兩段式降負荷控制策略，在t=2s時第1次降負荷，待空氣過余系數下降到1.6左右時再進行第2次降負荷. 第1次降負荷采用突降方式，而第2次降負荷采用勻速降負荷方式. 通過多次仿真實驗得到一種可行的快速降負荷策略，如圖3所示.

由圖3可見，第1次降負荷可以不考慮人的操作速度和調節閥的開關速度，直接突降至全負荷的47.27%，此時空氣過余系數可以控制在穩定燃燒的范圍內，并在t=4.1s時達到最大邊界值2.3；在t=13.7s，空氣過余系數下降至1.61，此時以1.85(°)/s的關閥速度進行第2次降負荷，鍋爐依然能夠正常燃燒，并在t=96.7s時重新穩定.

圖3 兩段式降負荷時空氣過余系數的變化曲線

Fig.3 Changing curve of excess air coefficient during the process of two-stage load down

對比圖2、3可見，兩段式降負荷的過渡過程時間(96.7 s)只是全程勻速降負荷(172 s)的56.22%，這主要是因為第一段突降負荷過程節省了大量時間.

那么是否分段越多，降負荷時間越短?通過三段降負荷實驗進行驗證，前兩段采用突降方式，分別在t=2s和13.7s時突降至全負荷的47.27%和30%；第三段采用1.85(°)/s勻速降負荷，結果如圖4所示.

圖4 3段式降負荷時空氣過余系數的變化曲線

Fig.4 Changing curve of excess air coefficient during the process of three-stage load down

對比圖2～4可見，3段式降負荷的過渡過程時間更短，在t=82.3s時鍋爐即可重新穩定.

通過快速降負荷仿真實驗可見，分段降負荷的控制策略優于全程勻速降負荷. 但是在本文研究中，每次降負荷都是在空氣過余系數穩定后再進行的，因此得到的結論可能不是最優結果，下一步工作可以更進一步地研究各分段之間的最優匹配關系，確定各分段的開始與結束時間，在保證鍋爐燃燒穩定的前提下，使降負荷的過渡過程時間最短.

4 結 論

本文對增壓鍋爐裝置降負荷特性進行了分析，并采用模塊化建模方法對某型船用增壓鍋爐裝置進行了機理建模，最后通過仿真實驗對該型增壓鍋爐的降負荷控制策略進行研究：

1)該型增壓鍋爐全程勻速降負荷時的燃油流量調節閥最大關閥速度為1.85(°)/s，過渡過程時間為172 s.

2)分段降負荷策略優于全程勻速降負荷，從降負荷到穩定的時間短，而且分段數越多，時間越短.

以上結論可以為實際監控系統設計和調節閥的參數設定提供參考，同時也可以為調節、控制與保護邏輯和算法研究提供支持.

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(編輯 楊 波)

Down-load control strategy for marine supercharged boiler installation

HUANG Wenyuan, WANG Gang, NI He, QIN Haibo, JIN Jiashan

(College of Power Engineering, Naval University of Engineering, Wuhan 430033, China)

A down-load control strategy for supercharged boiler installation is put forward, which can increase the boiler’s down-load speed and improve maneuverability of power system. By the simulation platform named SimuWorks, the down-load characteristic is analyzed based on the mechanistic models of marine supercharged boiler installation. The simulation result shows that the model has a high credibility, the error between simulation model and actual equipment is under 0.3%. The max valve-closed speed is 1.85 (°)/s, and it takes boiler 172 s to return stable. Down-load by steps will shorten elapsed time at least 43.78% to return stable, and the more steps, the less time spends.

supercharged boiler installation; down-load characteristic; excess air coefficient; control strategy

10.11918/j.issn.0367-6234.201606090

2016-06-24

中國博士后科學基金(2013T60921)

黃文元(1991—)，男，博士研究生； 金家善(1962—)，男，教授，博士生導師

倪 何，elegance2006@sina.com

TK 229.5；TP 391.9

A

0367-6234(2017)07-0165-06