火电机组供热工况下的滑压优化策略研究

邵 飞

大唐华东电力试验研究院

0 引言

目前我国绝大部分火电机组在部分负荷工况采用滑压方式运行，以提高机组经济性。同时，国家相关政策鼓励和发展热电联产，热电联产装机容量逐年增加，一批300 MW 以上火电机组由纯凝机组逐渐改造为抽汽供热机组。相比于纯凝机组，在相同发电负荷时，机组供热工况下主蒸汽流量明显高于纯凝工况，供热工况下机组如何在滑压方式下经济运行是一个值得关注和研究的课题。

目前，滑压运行主要有纯滑压运行、节流滑压运行、复合滑压运行几种方式：复合滑压运行为：定—滑—定运行方式，在较高负荷区域和较低负荷区域运行时，机组采用定压运行方式；在中间负荷区域运行时，机组采用滑压运行方式，该运行方式优势明显，实用性强。

1 滑压优化策略

1.1 滑压优化影响因素

机组滑压运行时，机组主蒸汽压力相对定压运行有所下降，主汽压力变化时，系统自动调整总流量指令，改变阀门开度，而阀门开度的改变影响了调门的节流损失。因此，滑压运行时，对机组经济性影响有以下三个方面：

1）对高压缸效率的影响

对于采用高压调门进行负荷控制的机组，进汽参数、流量不同，对应的高压调门开度不同，会引起节流损失发生变化，使调节级焓降变化，从而改变高压缸效率，主要表现：由于高压缸初焓和排汽焓的变化引起高压缸有效焓降和汽轮机功率的增减导致热耗率的相对变化。

相同负荷下，滑压运行由于压力降低，节流损失小，高压缸效率高于定压运行。另外，滑压运行方式下，不同初参数和调节汽门开度不同引起通流效率变化，会引起高排参数变化，而高压缸排汽焓的增减会引起再热蒸汽吸热量变化导致热耗率的变化。

2）对给水泵小汽轮机功耗的影响

小汽机的用汽量和主蒸汽压力有关，主蒸汽压力越低，给水泵所克服的阻力越小、给水泵的扬程越低，小汽机的用汽量越少。

当机组滑压运行时，主汽压力较定压运行有所降低，给水泵出口压力相应降低，导致给水泵耗功降低，小汽机耗汽量减小，使机组热耗率降低。

3）对循环效率的影响

虽然滑压运行提高了高压缸效率，减少了小汽轮机用汽量，但滑压运行时主蒸汽压力降低，汽轮机高压缸焓降减少，循环热效率降低，而机组的绝对内效率为相对内效率与循环热效率的乘积，故该部分是降低主汽压力后的不利影响。

以上对经济性的三方面影响存在一个最佳值，即在某一负荷下，保证循环热效率不降低过多的情况下，高压缸效率较高且给水泵耗功较少，使机组整体效率达到最好水平。

1.2 纯凝工况滑压优化方法研究现状

汽轮机滑压运行时，影响机组经济性的因素很多，如主蒸汽压力的变化对机组的循环效率、相对内效率、给水泵功耗、节流损失等产生影响，因此在给定的电负荷情况下，需考虑这些因素的综合影响，确定使机组热耗或者煤耗达到最低时的最优滑压运行压力。

通常机组滑压优化是通过试验比较法、耗差分析法[1]和建立优化模型法[2、3]，现场使用较多的是试验比较法，耗差分析法一般作为辅助手段对试验结果进行验证。

试验比较法是指在选取一定范围的电负荷，然后在同一电负荷下改变主蒸汽压力，开展不同主蒸汽压力下的汽轮机热力性能试验，计算汽轮机热耗率，并以最小二乘法拟合得到确定最优主蒸汽压力，得到机组“电负荷—主蒸汽压力”滑压运行曲线。此方法也是目前使用最广泛的一种方法。

耗差分析法[1]是指通过局部耗差计算和比较得到机组滑压优化运行方式的方法。经研究表明，主汽压力、高压缸效率和给泵汽轮机进汽流量等运行参数对机组滑压运行优化结果的评判起着关键的影响作用。将这些参数绘制成与机组负荷相对应的变化曲线，可发现由于机组滑压方式的不同而引起主汽压力、高压缸效率和给泵汽轮机进汽流量等运行特性参数之间的差异。选取其中的一种滑压运行方式作为比较的基准工况，可以得出其它滑压运行工况相对于该工况的参数偏差，通过建立这些运行参数对机组热耗率影响的耗差计算模型，得出滑压运行方式改变后对机组总耗差的影响程度。

建立优化模型法是指运用现代计算机技术，确定最优初压。盛德仁等[2]根据电负荷是主蒸汽压力和循环水进口温度的函数，以电负荷和实际负荷之差的最小值为目标函数，建立系统的模型，利用线性最优化方法对非线性问题进行求解。胡冰等[3]应用BP 神经网络技术，对汽轮机滑压运行特性进行了研究并对其特性进行优化。

1.3 供热工况滑压优化方法研究现状

对于抽汽供热机组，目前机组普遍采用的滑压运行曲线，仍是在某一特定背压和某一特定供热抽汽量下，以电负荷作为自变量来确定机组的最优主蒸汽压力曲线，机组的主蒸汽压力随着机组负荷发生变化而变化。但是，影响机组电负荷的因素众多，其中背压和供热抽汽量的影响尤为显著。在主蒸汽流量一定的情况下，背压的变化会使机组发电功率产生较显著变化；供热抽汽量的变化也将使机组的发电功率发生显著变化。在背压和供热抽汽量发生变化时，仍以原滑压运行曲线查取最优主蒸汽压力是不适合的。

机组工作在供热工况和非供热工况时，机组和回热加热器的变工况特性将会存在较大差异，主要体现如下：两种工作模式下供热抽汽点压力具有较大差异，使供热抽汽点附近的机组效率在机组变工况时将会存在较大差异；在两种工作模式下，由于供热抽汽的影响，供热抽汽点后的各回热抽汽点的抽汽量以及各回热加热器的工作状况也会存在较大差异；当供热抽汽量发生变化时，供热抽汽点后的各回热抽汽点的抽汽量以及各回热加热器的工作状况也会存在较大差异。因此，当以机组负荷作为自变量确定滑压曲线时，对于抽汽机组必须考虑背压和抽汽量两个因素的影响，即最优主蒸汽压力=F(负荷，背压，抽汽量)。此时，滑压曲线图已为三维图，比非抽汽机组更为复杂，如果仍按目前的方法来确定最优滑压值则必然不可靠。

对供热机组而言，纯凝工况的滑压运行曲线在供热工况会偏离最优主蒸汽压力运行工况，经济性会大幅下降。在某些负荷点可能会出现抽汽量不能满足供热需求。针对以上问题，万杰等[4、5]提出了一种以供热抽汽量作为修正参数的机组供热工况下滑压运行曲线优化方法，该方法与纯凝工况滑压优化试验方法基本相同，不同点在于该方法是在固定抽汽量的基础上进行。通过试验可得到不同抽汽量工况下的“电负荷—主蒸汽压力”滑压曲线，如图1所示。

图1 不同抽汽工况下滑压曲线示意图

由于常规滑压优化试验是在某一特定抽汽量（可以为0）及某一背压的情况下确定机组的主蒸汽压力，针对不同背压和不同抽汽量，机组滑压曲线会发生很大变化，Kashiwahara 等[6]提出了影响因子修正法。该方法是在常规滑压优化试验的基础上，引入了凝汽器压力修正因子和供热抽汽量修正因子对最优主蒸汽压力进行修正。

从现有研究可见，对于供热机组滑压优化，基本是在现有滑压曲线基础上，引入修正因子或修正系数进行修改，然后用于供热工况下的运行。以上方法是以抽汽量和电负荷为自变量进行滑压曲线选择的，因此该方法适用于供热抽汽量相对稳定的机组。当实际工况的背压值、抽汽量偏离这一背压值和抽汽量时，该滑压值已非最优。为了找到每个工况的最优滑压值，需要对供热工况滑压优化策略开展相应研究，以适应供热机组运行状况。

2 供热工况滑压优化方法策略分析

目前普遍采取的以机组负荷作为自变量来确定机组主蒸汽压力的滑压设定值的方法是不合理的。本文针对影响机组滑压运行的主要因素逐一进行分析。

2.1 给水泵功耗分析

给水泵功耗与主蒸汽流量、主蒸汽压力、给水泵前压力、给水比体积和给水泵效率有关。机组正常运行时，给水泵前压力、比体积和给水泵效率近似认为不变，故给水泵功耗由主蒸汽流量和主蒸汽压力决定。因此，给水泵功耗的决定因素为主蒸汽流量和主蒸汽压力。在主蒸汽流量一定时，机组给水泵耗功由主蒸汽压力决定。

2.2 给水吸热量分析

给水在锅炉中的吸热量与主蒸汽流量、主蒸汽压力、主蒸汽温度和给水温度有关。机组正常运行时，由于给水温度和主蒸汽温度近似不变，所以给水在锅炉中的吸热量由主蒸汽流量和主蒸汽压力决定。因此，给水在锅炉中吸热量的决定因素为主蒸汽流量和主蒸汽压力。在主蒸汽流量一定时，机组给水吸热量由主蒸汽压力决定。

2.3 高压缸效率分析

当主蒸汽流量一定时，调节级前压力一定，由弗留盖尔公式可知，高压缸排汽压力也为定值。在调节级后压力一定的情况下，高压缸的理想焓降由主蒸汽温度和主蒸汽压力决定。但是，在机组正常运行中，主蒸汽温度基本保持不变，故主蒸汽流量一定时，高压缸的理想焓降只是主蒸汽压力的函数。

由于主蒸汽自高调门至调节级前这一节流过程为等焓过程，调节级前蒸汽焓值等同于主蒸汽焓值，而主蒸汽焓值仅为主蒸汽压力的单值函数，当主蒸汽流量不变时，高压缸的实际焓降仅由主蒸汽压力决定。

在主蒸汽流量不变的条件下，高压缸相对内效率与主蒸汽压力有关。高压缸的相对内效率由主蒸汽流量和主蒸汽压力决定，高压缸的相对内效率只是主蒸汽流量和主蒸汽压力的函数。因此，机组高压缸相对内效率的决定因素为主蒸汽流量和主蒸汽压力。在主蒸汽流量一定时，机组高压缸相对内效率由主蒸汽压力决定。

2.4 再热器吸热量分析

高压缸排汽压力和高压缸排汽焓值由主蒸汽流量和主蒸汽压力决定。由于高压缸排汽在再热器中近似为等压吸热过程，再热蒸汽压力约等于高压缸排汽压力。机组正常运行中，不同工况的再热蒸汽温度近似不变，由此说明，热再蒸汽焓仅由高压缸排汽压力决定，即：由主蒸汽流量和主蒸汽压力决定。由此，蒸汽在再热器中的吸热量仅由主蒸汽流量和主蒸汽压力决定。在主蒸汽流量一定时，再热器吸热量仅由主蒸汽压力决定。

2.5 中低压缸效率分析

根据以往研究[7]可知，中低压缸的相对内效率与主蒸汽流量、抽汽供暖量和背压有关。在主蒸汽流量一定时，机组中低压缸的相对内效率由抽汽供热量和背压决定，与主蒸汽压力无关。

综上分析可知，在给水泵功耗、锅炉吸热量、高压缸相对内效率、再热吸热量等因素中，影响机组的决定因素为主蒸汽流量和主蒸汽压力。在主蒸汽流量一定时，给水泵功耗、锅炉吸热量、高压缸相对内效率、再热吸热量由主蒸汽压力决定，与供热抽汽量和背压无关。中低压缸的相对内效率的决定因素为蒸汽流量、供热抽汽量和背压。

在评价不同主蒸汽压力对整个机组经济性的影响时，在整个热力循环中，仅需比较给水泵功耗、锅炉吸热量、进汽机构节流损失、高压缸的相对内效率以及蒸汽在再热器中的吸热量即可。在主蒸汽流量一定时，以上各热力过程仅为主蒸汽压力的单值函数，与供热抽汽量和背压无关。因此，主蒸汽流量一定，无论供热抽汽量和背压发生如何变化，都能得到一个固定的最优主蒸汽压力，由此可见，最优主蒸汽压力值只是主蒸汽流量的单值函数，与供热抽汽量和背压无关。

从热耗率计算角度分析，在主蒸汽流量一定时，高压缸做功量为定值，蒸汽在锅炉总吸热量和蒸汽在再热器吸热量是主蒸汽压力的单值函数。在给定一个抽汽量、背压值时，抽汽供热量和中、低压缸做功量为定值，不受主蒸汽压力的影响。因此，热耗率仅为主蒸汽压力的单值函数。最优主蒸汽压力的确定是在主蒸汽流量一定时，找出使热耗率最小时的主蒸汽压力值。

由此，可以采用以主蒸汽流量作为自变量，开展机组滑压优化相关工作。目前已有部分供热机组采用以主蒸汽流量作为自变量的滑压曲线，但仅限于供热工况。在纯凝工况时，机组仍采取以电负荷为自变量的滑压曲线。如此来回切换，额外增加了DCS逻辑设置的复杂程度。事实上，经过上述分析，无论机组处于纯凝工况或是供热工况，均可采用以主蒸汽流量作为自变量的滑压曲线，而且这一滑压曲线受供热量和背压影响很小，方便机组DCS逻辑设置。

3 供热机组滑压优化试验策略研究

由上述分析可知，以主蒸汽流量为自变量的滑压运行曲线的滑压优化试验与以往纯凝工况下滑压优化试验略有不同。

在供热工况下，由于机组带有供热抽汽流量，供热工况时汽轮机热耗率的计算方法与纯凝工况有所不同，需扣除对外供热量后进行计算，其计算公式见式（1）所示。

式（1）中，HR 为热耗率，kJ/kWh；Gms 为主蒸汽流量，kg/h；hms 为主蒸汽焓值，kJ/kg；Gfw 为主给水流量，kg/h；hfw 为主给水焓值，kJ/kg；Ghrh 为热再蒸汽流量，kg/h；hhrh 为热再蒸汽焓值，kJ/kg；Gcrh为冷再蒸汽流量，kg/h；hcrh为冷再蒸汽焓值，kJ/kg；Grw 为再热器减温水流量，kg/h；hrw 为再热器减温水焓值，kJ/kg；Gsw 为过热器减温水流量，kg/h；hsw 为过热器减温水焓值，kJ/kg；P 为发电机出口功率，MW；Pl为发电机励磁功率，MW。300 MW及以下机组可采用上述公式，600 MW 及以上超（超）临界机组采用上述公式时，应注意主给水流量已包含过热器减温水，无需再考虑过热器减温水流量。

试验过程见图2。

图2 以主蒸汽流量为自变量的滑压优化试验流程图

以某超超临界抽汽供热机组为例开展滑压优化试验，按照上述试验流程，得到如图3所示的滑压优化曲线。

图3 滑压优化结果示意图

通过试验与纯凝工况相比较，相同电负荷条件下，供热工况最优主汽压力高于纯凝工况最优主蒸汽压力，随着供热量的增大，最优主蒸汽压力也随之增大。由此说明，如果供热工况仍采用纯凝工况滑压曲线，经济性将会受到显著影响。

值得注意的是，根据弗留格尔公式可知，主蒸汽流量与调节级后压力成正相关比例，为避免因电厂主蒸汽流量不准确影响优化结果，可以采用以调节级后压力作为自变量的滑压曲线。

4 结语

本文通过对纯凝工况和供热工况滑压优化之间的对比，分析了影响机组供热工况下最优主蒸汽压力的因素。通过分析得知，无论纯凝工况或是供热工况，均可采用以主蒸汽流量为自变量开展滑压优化工作的研究策略。此方式不受机组背压及抽汽供热量的影响，极大降低热工逻辑设计和纯凝供热两种模式切换的繁杂程度。通过分析，在供热工况下采用以主蒸汽流量为自变量的滑压曲线，与纯凝工况滑压曲线相比，显著提高了机组经济性。