馬曉飛， 王軍偉， 魯桂明, 2

(1. 杭州汽輪機(jī)股份有限公司, 杭州 310022; 2.浙江大學(xué)工程師學(xué)院, 杭州 310058)

為提升火力發(fā)電效益、響應(yīng)節(jié)能減排號召、減少廠用電份額，用小型汽輪機(jī)拖動鍋爐給水泵已成為電力生產(chǎn)工藝流程中的主流配置方案。我國西北地區(qū)嚴(yán)重缺水，但風(fēng)能充足，發(fā)電機(jī)組常采用空氣冷凝器(簡稱空冷器)配置[1]。寧夏某熱電廠擬建設(shè)燃煤超臨界直流爐直接空氣冷卻機(jī)組，其配套給水泵汽輪機(jī)排汽直接進(jìn)入空冷器。由于直流爐無汽包，且大風(fēng)天氣對空冷器的冷卻效果會有很大的影響[2]，從而直接影響機(jī)組的排汽壓力，導(dǎo)致機(jī)組運(yùn)行工況變化較大，因此對給水泵汽輪機(jī)的調(diào)節(jié)系統(tǒng)響應(yīng)特性提出了很高的要求。

筆者基于給水泵汽輪機(jī)調(diào)節(jié)系統(tǒng)的結(jié)構(gòu)特性，對其進(jìn)行分模塊數(shù)學(xué)建模，利用仿真手段研究了排汽壓力變化對給水泵汽輪機(jī)調(diào)節(jié)系統(tǒng)動態(tài)過程的影響，可為機(jī)組的調(diào)節(jié)系統(tǒng)設(shè)計及運(yùn)行提供參考。

1 調(diào)節(jié)系統(tǒng)原理及結(jié)構(gòu)配置

目前，給水泵汽輪機(jī)調(diào)節(jié)系統(tǒng)基本采用電液調(diào)節(jié)方式，其主要任務(wù)是控制給水泵汽輪機(jī)的轉(zhuǎn)速，滿足各個工況下的鍋爐給水流量要求，其調(diào)節(jié)系統(tǒng)框圖[3]見圖1。

給水泵汽輪機(jī)的型號為NK63/56，為提高調(diào)節(jié)系統(tǒng)的靈敏度，采用了高壓抗燃油系統(tǒng)。鍋爐給水泵汽輪機(jī)調(diào)節(jié)系統(tǒng)采用了電液調(diào)節(jié)系統(tǒng)，該系統(tǒng)主要包含了數(shù)字電液(MEH)控制器、電液伺服卡、電液伺服閥、油動機(jī)、線性差動位移變送器(LVDT)、調(diào)節(jié)汽閥等，給水泵汽輪機(jī)轉(zhuǎn)子為被控對象。

2 數(shù)學(xué)模型

2.1 MEH轉(zhuǎn)速控制器

MEH轉(zhuǎn)速控制器的算法采用了普通增強(qiáng)型比例、積分、微分控制算法，其傳遞函數(shù)G1(s)為：

(1)

式中：s為拉普拉斯算子；Kp為比例增益；Ti為積分時間；Kd為微分增益；Td為微分速率。

2.2 電液伺服閥

電液伺服閥是將電液伺服卡輸出的電信號轉(zhuǎn)化為油壓信號的重要部件，是電液調(diào)節(jié)系統(tǒng)中的關(guān)鍵部件，該部件的可靠性將直接影響整個機(jī)組的調(diào)節(jié)性能。對電液伺服閥的微分方程進(jìn)行降階處理后得到輸入電信號與油壓信號之間的關(guān)系，通過無量綱折算可得其傳遞函數(shù)G2(s)為：

(2)

式中：Tsv為電液伺服閥時間常數(shù)。

2.3 油動機(jī)

油動機(jī)的選型配置一般有通流式和斷流式。該給水泵汽輪機(jī)采用了斷流式油動機(jī)結(jié)構(gòu)，油動機(jī)通過杠桿支架與調(diào)節(jié)汽閥的閥桿相連。根據(jù)油動機(jī)在運(yùn)動過程中力的平衡關(guān)系，通過無量綱折算，得出油動機(jī)的輸入油壓信號與油動機(jī)行程的傳遞函數(shù)G3(s)為：

(3)

式中：Tv為油動機(jī)時間常數(shù)。

2.4 給水泵汽輪機(jī)轉(zhuǎn)子

根據(jù)NK63/56型給水泵汽輪機(jī)的特點(diǎn)，該給水泵汽輪機(jī)為純冷凝汽輪機(jī)，調(diào)節(jié)汽閥為提板式結(jié)構(gòu)。調(diào)節(jié)汽閥布置在進(jìn)汽室中，調(diào)節(jié)汽閥出口直接連通汽輪機(jī)的噴嘴室，其特點(diǎn)是結(jié)構(gòu)緊湊，且進(jìn)汽室和噴嘴室的容積很小，在此情況下，調(diào)節(jié)汽閥動作時，進(jìn)入給水泵汽輪機(jī)的蒸汽流量隨即變化。通過分析力矩的影響因素后，利用最小偏差法和泰勒級數(shù)展開對增量方程進(jìn)行處理，通過無量綱折算，得到給水泵汽輪機(jī)的轉(zhuǎn)子方程[4-6]為：

(4)

式中：Ta為轉(zhuǎn)子時間常數(shù)；φ為角速度增量變化相對值；λ為轉(zhuǎn)子的自平衡系數(shù)；μ為油動機(jī)行程變化相對值；Ψ(t)為汽輪機(jī)給水泵的負(fù)載。

根據(jù)轉(zhuǎn)子方程，可以得出轉(zhuǎn)速與油動機(jī)行程關(guān)系的傳遞函數(shù)G4(s)為：

(5)

對調(diào)節(jié)系統(tǒng)各個環(huán)節(jié)進(jìn)行分塊建模，并在Simulink軟件中進(jìn)行連接仿真，得到整個調(diào)節(jié)系統(tǒng)仿真框圖見圖2。

3 排汽壓力的影響分析

在該調(diào)節(jié)系統(tǒng)配置中，由于給水泵汽輪機(jī)的排汽直接進(jìn)入空冷器，故空冷器在大風(fēng)天氣時，出力受到影響，直接影響了給水泵汽輪機(jī)的排汽壓力，從而影響給水泵汽輪機(jī)的效率和運(yùn)行工況，進(jìn)而影響鍋爐給水流量。

根據(jù)系統(tǒng)設(shè)計需求，給水泵汽輪機(jī)的進(jìn)汽參數(shù)為1.094 MPa、366.2 ℃，轉(zhuǎn)速為5 642 r/min，排汽壓力的變化范圍為12～56.5 kPa。根據(jù)熱力計算原理，研究了排汽壓力與理想焓降、質(zhì)量流量、汽輪機(jī)內(nèi)效率及質(zhì)量流量變化率的關(guān)系，并通過擬合后，得到相應(yīng)關(guān)系曲線(見圖3)，其中：質(zhì)量流量變化率為質(zhì)量流量變化量與額定質(zhì)量流量變化量的比；排汽壓力變化率為排汽壓力變化量與額定排汽壓力變化量的比。

由圖3可知：給水泵汽輪機(jī)的排汽壓力發(fā)生變化時，首先導(dǎo)致進(jìn)入汽輪機(jī)做功蒸汽的理想焓降發(fā)生變化(見圖3(a))，使得蒸汽的做功能力發(fā)生變化；排汽壓力升高導(dǎo)致蒸汽理想焓降逐步降低，蒸汽的做功能力下降，為維持給水泵汽輪機(jī)的出力，需要通過調(diào)節(jié)系統(tǒng)來調(diào)節(jié)進(jìn)入給水泵汽輪機(jī)的蒸汽流量，以滿足運(yùn)行工況需求；蒸汽質(zhì)量流量隨著排汽壓力的增大而增大(見圖3(b))，同時也使得機(jī)組的運(yùn)行工況偏離了設(shè)計工況，導(dǎo)致汽輪機(jī)內(nèi)效率發(fā)生變化(見圖3(c))；質(zhì)量流量變化率與排汽壓力變化率的關(guān)系呈單調(diào)遞增關(guān)系(見圖3(d))，排汽壓力的變化越劇烈，給水泵汽輪機(jī)運(yùn)行中的質(zhì)量流量變化就越明顯。

4 調(diào)節(jié)系統(tǒng)的動態(tài)仿真

該機(jī)組的空冷器由于處風(fēng)口位置，常年受大風(fēng)天氣影響，采用空冷給水泵汽輪機(jī)搭配直流鍋爐的方式，對調(diào)節(jié)系統(tǒng)的響應(yīng)提出了很高的要求。如果在排汽壓力變化時，給水流量響應(yīng)跟不上系統(tǒng)要求，會造成鍋爐水冷壁過熱甚至爆管。

筆者在研究中，首先將排汽壓力曲線擬合成功率曲線，然后對給水泵汽輪機(jī)調(diào)節(jié)系統(tǒng)的各個環(huán)節(jié)進(jìn)行數(shù)學(xué)建模，利用Simulink軟件平臺進(jìn)行仿真，得出排汽壓力變化時，調(diào)節(jié)系統(tǒng)的輸出響應(yīng)曲線及鍋爐給水泵功率的變化曲線，從而為系統(tǒng)的安全性設(shè)計提供依據(jù)。

根據(jù)對當(dāng)?shù)丨h(huán)境的測算，給水泵汽輪機(jī)的排汽壓力變化范圍為12～56.5 kPa，變化速率為10 kPa/min、12.5 kPa/min、15 kPa/min。當(dāng)系統(tǒng)穩(wěn)定運(yùn)行后，假定在某個時刻，空冷器受大風(fēng)影響，使得機(jī)組排汽壓力升高(從12 kPa升高到56.5 kPa)，假定變化速率為10 kPa/min，所需時間為267 s。在調(diào)節(jié)系統(tǒng)中加入時長為267 s、斜率為0.000 955 s-1的擾動。由于排汽壓力升高，為了維持給水泵汽輪機(jī)功率，需要消耗更多的蒸汽。機(jī)組在穩(wěn)定工況下，從最大進(jìn)汽質(zhì)量流量的64.65%以0.000 955 s-1的速率升高到最大進(jìn)汽質(zhì)量流量的90.15%，所需時間為267 s。

排汽壓力以10 kPa/min變化時，通過仿真計算得到相應(yīng)參數(shù)的變化見圖4。由圖4可知：排汽壓力以10 kPa/min變化時，調(diào)節(jié)汽閥開度響應(yīng)輸出則根據(jù)排汽壓力擾動速率，從64.65%升到90.15%；轉(zhuǎn)速最大變化量為27 r/min，當(dāng)擾動量達(dá)到穩(wěn)定值后，實(shí)際轉(zhuǎn)速立刻反彈，在經(jīng)過35 s的調(diào)整后，達(dá)到5 640 r/min，此時可認(rèn)為排汽壓力變化所引起的轉(zhuǎn)速變化消失，系統(tǒng)達(dá)到新的穩(wěn)定狀態(tài)；給水泵功率最大變化量為86 kW，當(dāng)擾動量達(dá)到穩(wěn)定值后，系統(tǒng)經(jīng)過35 s的調(diào)整，變化量縮小到8 kW，此時可認(rèn)為系統(tǒng)達(dá)到新的穩(wěn)定工況。

當(dāng)排汽壓力變化以15 kPa/min變化時，機(jī)組排汽壓力從12 kPa升高到56.5 kPa所需時間為178 s。因此，在系統(tǒng)中加入時長為178 s、斜率為0.001 43 s-1的擾動。機(jī)組進(jìn)汽穩(wěn)定后，從最大進(jìn)汽質(zhì)量流量的64.65%以0.001 43 s-1的速率經(jīng)過178 s后，升高到最大進(jìn)汽質(zhì)量流量的90.15%。

排汽壓力以15 kPa/min變化時，通過仿真計算得到相應(yīng)參數(shù)的變化見圖5。

由圖5可知：排汽壓力以15 kPa/min變化時，轉(zhuǎn)速最大變化量為41 r/min，當(dāng)擾動量達(dá)到穩(wěn)定值后，實(shí)際轉(zhuǎn)速立刻反彈，在經(jīng)過46 s的調(diào)整后，達(dá)到5 640 r/min，系統(tǒng)達(dá)到新的穩(wěn)定狀態(tài)；給水泵功率最大變化量為128 kW，當(dāng)擾動量達(dá)到穩(wěn)定值后，系統(tǒng)經(jīng)過46 s調(diào)整后，變化量縮小到8 kW，此時可認(rèn)為系統(tǒng)達(dá)到新的穩(wěn)定工況。

5 結(jié)語

根據(jù)以上仿真結(jié)果可知：排汽壓力變化以15 kPa/min變化時，機(jī)組轉(zhuǎn)速變化量最大(41 r/min)，在擾動信號消失后，系統(tǒng)的調(diào)節(jié)時間為41 s，給水泵汽輪機(jī)功率變化量為128 kW，功率變化率(給水泵汽輪機(jī)輸出功率變化量占額定功率的比)為2%，可以滿足系統(tǒng)要求。

該系統(tǒng)的結(jié)構(gòu)配置可以滿足大風(fēng)天氣下對機(jī)組排汽壓力的要求，為該熱電廠的實(shí)際運(yùn)行提供理論參考，并且對空冷器的負(fù)載變化提出了限制條件，可為國內(nèi)直流鍋爐搭配空冷給水泵汽輪機(jī)系統(tǒng)中給水泵汽輪機(jī)調(diào)節(jié)系統(tǒng)設(shè)計提供理論依據(jù)。