火電機組供熱工況下的滑壓優化策略研究

邵 飛

大唐華東電力試驗研究院

0 引言

目前我國絕大部分火電機組在部分負荷工況采用滑壓方式運行，以提高機組經濟性。同時，國家相關政策鼓勵和發展熱電聯產，熱電聯產裝機容量逐年增加，一批300 MW 以上火電機組由純凝機組逐漸改造為抽汽供熱機組。相比于純凝機組，在相同發電負荷時，機組供熱工況下主蒸汽流量明顯高于純凝工況，供熱工況下機組如何在滑壓方式下經濟運行是一個值得關注和研究的課題。

目前，滑壓運行主要有純滑壓運行、節流滑壓運行、復合滑壓運行幾種方式：復合滑壓運行為：定—滑—定運行方式，在較高負荷區域和較低負荷區域運行時，機組采用定壓運行方式；在中間負荷區域運行時，機組采用滑壓運行方式，該運行方式優勢明顯，實用性強。

1 滑壓優化策略

1.1 滑壓優化影響因素

機組滑壓運行時，機組主蒸汽壓力相對定壓運行有所下降，主汽壓力變化時，系統自動調整總流量指令，改變閥門開度，而閥門開度的改變影響了調門的節流損失。因此，滑壓運行時，對機組經濟性影響有以下三個方面：

1）對高壓缸效率的影響

對于采用高壓調門進行負荷控制的機組，進汽參數、流量不同，對應的高壓調門開度不同，會引起節流損失發生變化，使調節級焓降變化，從而改變高壓缸效率，主要表現：由于高壓缸初焓和排汽焓的變化引起高壓缸有效焓降和汽輪機功率的增減導致熱耗率的相對變化。

相同負荷下，滑壓運行由于壓力降低，節流損失小，高壓缸效率高于定壓運行。另外，滑壓運行方式下，不同初參數和調節汽門開度不同引起通流效率變化，會引起高排參數變化，而高壓缸排汽焓的增減會引起再熱蒸汽吸熱量變化導致熱耗率的變化。

2）對給水泵小汽輪機功耗的影響

小汽機的用汽量和主蒸汽壓力有關，主蒸汽壓力越低，給水泵所克服的阻力越小、給水泵的揚程越低，小汽機的用汽量越少。

當機組滑壓運行時，主汽壓力較定壓運行有所降低，給水泵出口壓力相應降低，導致給水泵耗功降低，小汽機耗汽量減小，使機組熱耗率降低。

3）對循環效率的影響

雖然滑壓運行提高了高壓缸效率，減少了小汽輪機用汽量，但滑壓運行時主蒸汽壓力降低，汽輪機高壓缸焓降減少，循環熱效率降低，而機組的絕對內效率為相對內效率與循環熱效率的乘積，故該部分是降低主汽壓力后的不利影響。

以上對經濟性的三方面影響存在一個最佳值，即在某一負荷下，保證循環熱效率不降低過多的情況下，高壓缸效率較高且給水泵耗功較少，使機組整體效率達到最好水平。

1.2 純凝工況滑壓優化方法研究現狀

汽輪機滑壓運行時，影響機組經濟性的因素很多，如主蒸汽壓力的變化對機組的循環效率、相對內效率、給水泵功耗、節流損失等產生影響，因此在給定的電負荷情況下，需考慮這些因素的綜合影響，確定使機組熱耗或者煤耗達到最低時的最優滑壓運行壓力。

通常機組滑壓優化是通過試驗比較法、耗差分析法[1]和建立優化模型法[2、3]，現場使用較多的是試驗比較法，耗差分析法一般作為輔助手段對試驗結果進行驗證。

試驗比較法是指在選取一定范圍的電負荷，然后在同一電負荷下改變主蒸汽壓力，開展不同主蒸汽壓力下的汽輪機熱力性能試驗，計算汽輪機熱耗率，并以最小二乘法擬合得到確定最優主蒸汽壓力，得到機組“電負荷—主蒸汽壓力”滑壓運行曲線。此方法也是目前使用最廣泛的一種方法。

耗差分析法[1]是指通過局部耗差計算和比較得到機組滑壓優化運行方式的方法。經研究表明，主汽壓力、高壓缸效率和給泵汽輪機進汽流量等運行參數對機組滑壓運行優化結果的評判起著關鍵的影響作用。將這些參數繪制成與機組負荷相對應的變化曲線，可發現由于機組滑壓方式的不同而引起主汽壓力、高壓缸效率和給泵汽輪機進汽流量等運行特性參數之間的差異。選取其中的一種滑壓運行方式作為比較的基準工況，可以得出其它滑壓運行工況相對于該工況的參數偏差，通過建立這些運行參數對機組熱耗率影響的耗差計算模型，得出滑壓運行方式改變后對機組總耗差的影響程度。

建立優化模型法是指運用現代計算機技術，確定最優初壓。盛德仁等[2]根據電負荷是主蒸汽壓力和循環水進口溫度的函數，以電負荷和實際負荷之差的最小值為目標函數，建立系統的模型，利用線性最優化方法對非線性問題進行求解。胡冰等[3]應用BP 神經網絡技術，對汽輪機滑壓運行特性進行了研究并對其特性進行優化。

1.3 供熱工況滑壓優化方法研究現狀

對于抽汽供熱機組，目前機組普遍采用的滑壓運行曲線，仍是在某一特定背壓和某一特定供熱抽汽量下，以電負荷作為自變量來確定機組的最優主蒸汽壓力曲線，機組的主蒸汽壓力隨著機組負荷發生變化而變化。但是，影響機組電負荷的因素眾多，其中背壓和供熱抽汽量的影響尤為顯著。在主蒸汽流量一定的情況下，背壓的變化會使機組發電功率產生較顯著變化；供熱抽汽量的變化也將使機組的發電功率發生顯著變化。在背壓和供熱抽汽量發生變化時，仍以原滑壓運行曲線查取最優主蒸汽壓力是不適合的。

機組工作在供熱工況和非供熱工況時，機組和回熱加熱器的變工況特性將會存在較大差異，主要體現如下：兩種工作模式下供熱抽汽點壓力具有較大差異，使供熱抽汽點附近的機組效率在機組變工況時將會存在較大差異；在兩種工作模式下，由于供熱抽汽的影響，供熱抽汽點后的各回熱抽汽點的抽汽量以及各回熱加熱器的工作狀況也會存在較大差異；當供熱抽汽量發生變化時，供熱抽汽點后的各回熱抽汽點的抽汽量以及各回熱加熱器的工作狀況也會存在較大差異。因此，當以機組負荷作為自變量確定滑壓曲線時，對于抽汽機組必須考慮背壓和抽汽量兩個因素的影響，即最優主蒸汽壓力=F(負荷，背壓，抽汽量)。此時，滑壓曲線圖已為三維圖，比非抽汽機組更為復雜，如果仍按目前的方法來確定最優滑壓值則必然不可靠。

對供熱機組而言，純凝工況的滑壓運行曲線在供熱工況會偏離最優主蒸汽壓力運行工況，經濟性會大幅下降。在某些負荷點可能會出現抽汽量不能滿足供熱需求。針對以上問題，萬杰等[4、5]提出了一種以供熱抽汽量作為修正參數的機組供熱工況下滑壓運行曲線優化方法，該方法與純凝工況滑壓優化試驗方法基本相同，不同點在于該方法是在固定抽汽量的基礎上進行。通過試驗可得到不同抽汽量工況下的“電負荷—主蒸汽壓力”滑壓曲線，如圖1所示。

圖1 不同抽汽工況下滑壓曲線示意圖

由于常規滑壓優化試驗是在某一特定抽汽量（可以為0）及某一背壓的情況下確定機組的主蒸汽壓力，針對不同背壓和不同抽汽量，機組滑壓曲線會發生很大變化，Kashiwahara 等[6]提出了影響因子修正法。該方法是在常規滑壓優化試驗的基礎上，引入了凝汽器壓力修正因子和供熱抽汽量修正因子對最優主蒸汽壓力進行修正。

從現有研究可見，對于供熱機組滑壓優化，基本是在現有滑壓曲線基礎上，引入修正因子或修正系數進行修改，然后用于供熱工況下的運行。以上方法是以抽汽量和電負荷為自變量進行滑壓曲線選擇的，因此該方法適用于供熱抽汽量相對穩定的機組。當實際工況的背壓值、抽汽量偏離這一背壓值和抽汽量時，該滑壓值已非最優。為了找到每個工況的最優滑壓值，需要對供熱工況滑壓優化策略開展相應研究，以適應供熱機組運行狀況。

2 供熱工況滑壓優化方法策略分析

目前普遍采取的以機組負荷作為自變量來確定機組主蒸汽壓力的滑壓設定值的方法是不合理的。本文針對影響機組滑壓運行的主要因素逐一進行分析。

2.1 給水泵功耗分析

給水泵功耗與主蒸汽流量、主蒸汽壓力、給水泵前壓力、給水比體積和給水泵效率有關。機組正常運行時，給水泵前壓力、比體積和給水泵效率近似認為不變，故給水泵功耗由主蒸汽流量和主蒸汽壓力決定。因此，給水泵功耗的決定因素為主蒸汽流量和主蒸汽壓力。在主蒸汽流量一定時，機組給水泵耗功由主蒸汽壓力決定。

2.2 給水吸熱量分析

給水在鍋爐中的吸熱量與主蒸汽流量、主蒸汽壓力、主蒸汽溫度和給水溫度有關。機組正常運行時，由于給水溫度和主蒸汽溫度近似不變，所以給水在鍋爐中的吸熱量由主蒸汽流量和主蒸汽壓力決定。因此，給水在鍋爐中吸熱量的決定因素為主蒸汽流量和主蒸汽壓力。在主蒸汽流量一定時，機組給水吸熱量由主蒸汽壓力決定。

2.3 高壓缸效率分析

當主蒸汽流量一定時，調節級前壓力一定，由弗留蓋爾公式可知，高壓缸排汽壓力也為定值。在調節級后壓力一定的情況下，高壓缸的理想焓降由主蒸汽溫度和主蒸汽壓力決定。但是，在機組正常運行中，主蒸汽溫度基本保持不變，故主蒸汽流量一定時，高壓缸的理想焓降只是主蒸汽壓力的函數。

由于主蒸汽自高調門至調節級前這一節流過程為等焓過程，調節級前蒸汽焓值等同于主蒸汽焓值，而主蒸汽焓值僅為主蒸汽壓力的單值函數，當主蒸汽流量不變時，高壓缸的實際焓降僅由主蒸汽壓力決定。

在主蒸汽流量不變的條件下，高壓缸相對內效率與主蒸汽壓力有關。高壓缸的相對內效率由主蒸汽流量和主蒸汽壓力決定，高壓缸的相對內效率只是主蒸汽流量和主蒸汽壓力的函數。因此，機組高壓缸相對內效率的決定因素為主蒸汽流量和主蒸汽壓力。在主蒸汽流量一定時，機組高壓缸相對內效率由主蒸汽壓力決定。

2.4 再熱器吸熱量分析

高壓缸排汽壓力和高壓缸排汽焓值由主蒸汽流量和主蒸汽壓力決定。由于高壓缸排汽在再熱器中近似為等壓吸熱過程，再熱蒸汽壓力約等于高壓缸排汽壓力。機組正常運行中，不同工況的再熱蒸汽溫度近似不變，由此說明，熱再蒸汽焓僅由高壓缸排汽壓力決定，即：由主蒸汽流量和主蒸汽壓力決定。由此，蒸汽在再熱器中的吸熱量僅由主蒸汽流量和主蒸汽壓力決定。在主蒸汽流量一定時，再熱器吸熱量僅由主蒸汽壓力決定。

2.5 中低壓缸效率分析

根據以往研究[7]可知，中低壓缸的相對內效率與主蒸汽流量、抽汽供暖量和背壓有關。在主蒸汽流量一定時，機組中低壓缸的相對內效率由抽汽供熱量和背壓決定，與主蒸汽壓力無關。

綜上分析可知，在給水泵功耗、鍋爐吸熱量、高壓缸相對內效率、再熱吸熱量等因素中，影響機組的決定因素為主蒸汽流量和主蒸汽壓力。在主蒸汽流量一定時，給水泵功耗、鍋爐吸熱量、高壓缸相對內效率、再熱吸熱量由主蒸汽壓力決定，與供熱抽汽量和背壓無關。中低壓缸的相對內效率的決定因素為蒸汽流量、供熱抽汽量和背壓。

在評價不同主蒸汽壓力對整個機組經濟性的影響時，在整個熱力循環中，僅需比較給水泵功耗、鍋爐吸熱量、進汽機構節流損失、高壓缸的相對內效率以及蒸汽在再熱器中的吸熱量即可。在主蒸汽流量一定時，以上各熱力過程僅為主蒸汽壓力的單值函數，與供熱抽汽量和背壓無關。因此，主蒸汽流量一定，無論供熱抽汽量和背壓發生如何變化，都能得到一個固定的最優主蒸汽壓力，由此可見，最優主蒸汽壓力值只是主蒸汽流量的單值函數，與供熱抽汽量和背壓無關。

從熱耗率計算角度分析，在主蒸汽流量一定時，高壓缸做功量為定值，蒸汽在鍋爐總吸熱量和蒸汽在再熱器吸熱量是主蒸汽壓力的單值函數。在給定一個抽汽量、背壓值時，抽汽供熱量和中、低壓缸做功量為定值，不受主蒸汽壓力的影響。因此，熱耗率僅為主蒸汽壓力的單值函數。最優主蒸汽壓力的確定是在主蒸汽流量一定時，找出使熱耗率最小時的主蒸汽壓力值。

由此，可以采用以主蒸汽流量作為自變量，開展機組滑壓優化相關工作。目前已有部分供熱機組采用以主蒸汽流量作為自變量的滑壓曲線，但僅限于供熱工況。在純凝工況時，機組仍采取以電負荷為自變量的滑壓曲線。如此來回切換，額外增加了DCS邏輯設置的復雜程度。事實上，經過上述分析，無論機組處于純凝工況或是供熱工況，均可采用以主蒸汽流量作為自變量的滑壓曲線，而且這一滑壓曲線受供熱量和背壓影響很小，方便機組DCS邏輯設置。

3 供熱機組滑壓優化試驗策略研究

由上述分析可知，以主蒸汽流量為自變量的滑壓運行曲線的滑壓優化試驗與以往純凝工況下滑壓優化試驗略有不同。

在供熱工況下，由于機組帶有供熱抽汽流量，供熱工況時汽輪機熱耗率的計算方法與純凝工況有所不同，需扣除對外供熱量后進行計算，其計算公式見式（1）所示。

式（1）中，HR 為熱耗率，kJ/kWh；Gms 為主蒸汽流量，kg/h；hms 為主蒸汽焓值，kJ/kg；Gfw 為主給水流量，kg/h；hfw 為主給水焓值，kJ/kg；Ghrh 為熱再蒸汽流量，kg/h；hhrh 為熱再蒸汽焓值，kJ/kg；Gcrh為冷再蒸汽流量，kg/h；hcrh為冷再蒸汽焓值，kJ/kg；Grw 為再熱器減溫水流量，kg/h；hrw 為再熱器減溫水焓值，kJ/kg；Gsw 為過熱器減溫水流量，kg/h；hsw 為過熱器減溫水焓值，kJ/kg；P 為發電機出口功率，MW；Pl為發電機勵磁功率，MW。300 MW及以下機組可采用上述公式，600 MW 及以上超（超）臨界機組采用上述公式時，應注意主給水流量已包含過熱器減溫水，無需再考慮過熱器減溫水流量。

試驗過程見圖2。

圖2 以主蒸汽流量為自變量的滑壓優化試驗流程圖

以某超超臨界抽汽供熱機組為例開展滑壓優化試驗，按照上述試驗流程，得到如圖3所示的滑壓優化曲線。

圖3 滑壓優化結果示意圖

通過試驗與純凝工況相比較，相同電負荷條件下，供熱工況最優主汽壓力高于純凝工況最優主蒸汽壓力，隨著供熱量的增大，最優主蒸汽壓力也隨之增大。由此說明，如果供熱工況仍采用純凝工況滑壓曲線，經濟性將會受到顯著影響。

值得注意的是，根據弗留格爾公式可知，主蒸汽流量與調節級后壓力成正相關比例，為避免因電廠主蒸汽流量不準確影響優化結果，可以采用以調節級后壓力作為自變量的滑壓曲線。

4 結語

本文通過對純凝工況和供熱工況滑壓優化之間的對比，分析了影響機組供熱工況下最優主蒸汽壓力的因素。通過分析得知，無論純凝工況或是供熱工況，均可采用以主蒸汽流量為自變量開展滑壓優化工作的研究策略。此方式不受機組背壓及抽汽供熱量的影響，極大降低熱工邏輯設計和純凝供熱兩種模式切換的繁雜程度。通過分析，在供熱工況下采用以主蒸汽流量為自變量的滑壓曲線，與純凝工況滑壓曲線相比，顯著提高了機組經濟性。