謝廣平，楊 承，楊海亮，馬曉茜

（華南理工大學(xué)電力學(xué)院，廣東 廣州 510640）

我國風(fēng)能和太陽能發(fā)電裝機容量正快速增長，2021年裝機容量分別為328.48 GW和306.56 GW，同比增長16.6%和20.9%[1]，但可再生能源固有的間歇性和隨機性給電力系統(tǒng)的穩(wěn)定性和安全性帶來了巨大壓力；同時，為促進可再生能源的消納，電站燃氣輪機多按調(diào)峰、調(diào)頻方式運行以確保電網(wǎng)頻率穩(wěn)定[2]：因此，進一步提高燃氣輪機負荷適應(yīng)性和響應(yīng)速度具有重要意義。

以調(diào)峰為主的電站，其燃氣輪機性能必然隨著外界負荷變化而波動。調(diào)峰任務(wù)要求機組具有較高的運行靈活性，既要求機組能夠在較大的負荷范圍內(nèi)平穩(wěn)運行，又要求機組具有較高的變負荷速率[3]（即“機組負荷爬坡速率”）。

機組在啟停和大幅度變負荷等動態(tài)過程中，高溫?zé)岵考嬖谛?、放熱過程以及機組控制系統(tǒng)調(diào)控指令延遲等現(xiàn)象，將導(dǎo)致機組工作參數(shù)亦存在滯后[4]。研究熱力系統(tǒng)的動態(tài)特性有利于提高其穩(wěn)定性和靈活性。動態(tài)特性分析主要包括實驗法和模擬仿真法。實驗法一般來說更為準(zhǔn)確，但燃氣輪機測試實驗會受限于時間和成本，存在著諸多限制，故模擬仿真一般為首選。而仿真結(jié)果的準(zhǔn)確性取決于所建模型和數(shù)值求解軟件的精確度[5]。

許多學(xué)者在熱力系統(tǒng)動態(tài)建模和模型改進方面做了探究性工作。熱力系統(tǒng)動態(tài)建模大體可以分為2類：

1）機理建模法 通過能量、動量、質(zhì)量守衡微分方程組，描述系統(tǒng)部件進出口工質(zhì)熱力參數(shù)的變化過程，并輔之以PID等控制系統(tǒng)[6]，建立各部件仿真模塊，并將其連接為一個整體熱力系統(tǒng)。文獻[7-9]建立了與實際相接近的重型燃氣輪機動態(tài)模型；Kim等人[10]開發(fā)了用于分析重型燃氣輪機動態(tài)特性的模擬工具。

2）數(shù)據(jù)挖掘建模法 基于實際運行數(shù)據(jù)，結(jié)合不同識別技術(shù)，包括神經(jīng)網(wǎng)絡(luò)、模糊控制、模糊神經(jīng)網(wǎng)絡(luò)[7]，描述復(fù)雜系統(tǒng)內(nèi)部參數(shù)之間的非線性關(guān)系，建立其黑箱模型。Asgari等人[11]基于實際運行數(shù)據(jù)，建立了基于熱力學(xué)和能量平衡方程的MATLAB/Simulink模型與非線性自回歸模型，以研究電站燃氣輪機的瞬態(tài)行為；曹歡等[12]結(jié)合熱電廠多工況歷史數(shù)據(jù)，辨析模型的靜態(tài)參數(shù)、動態(tài)參數(shù)及待定函數(shù)，所建立的熱電聯(lián)供機組的運行機理模型經(jīng)閉環(huán)數(shù)據(jù)驗證，表明模型具有良好的精度。

為進一步提高電站燃氣輪機系統(tǒng)對外界負荷的適應(yīng)能力、提升機組爬坡速率，本文首先提出了電站燃氣輪機耦合壓氣機出口抽氣系統(tǒng)；其次，在較充分了解該系統(tǒng)穩(wěn)態(tài)變工況性能的基礎(chǔ)上[13]，進一步研究系統(tǒng)抽氣調(diào)控負荷下的動態(tài)特性，建立該系統(tǒng)動態(tài)模型；最后，以廣東某電廠實際運行機組為例，驗證所建模型的可靠性，并分析耦合系統(tǒng)相對于傳統(tǒng)調(diào)峰機組在負荷調(diào)節(jié)速率上的潛在優(yōu)勢。

1 模型建立

1.1 集總參數(shù)燃氣輪機模型

若深入細致地研究燃氣輪機內(nèi)部動態(tài)特性，一般需要采用三維非定常流動計算模型[8]，但三維非定常流動模擬效率較低，且本文重點并非研究燃氣輪機內(nèi)部結(jié)構(gòu)，故此，本文基于模塊化建模方法[9]，采用集總參數(shù)法建立壓氣機抽氣調(diào)控的燃氣輪機系統(tǒng)動態(tài)模型，如圖1所示。

圖1 燃氣輪機抽氣物理模型Fig.1 The physical model of gas turbine with air extraction

以各部件為研究對象，由連續(xù)性方程、動量方程及能量方程的微分形式來描述燃氣輪機非穩(wěn)態(tài)行為，在特定邊界條件下對微分方程組進行數(shù)值求解。文獻[14]考慮包括時間在內(nèi)的四維空間中燃氣輪機建模，本文只考慮軸向方向的流體流動，將一個截面上的流體視為同一狀態(tài)，避免了三維坐標(biāo)系下的復(fù)雜數(shù)值求解，簡化后的基本控制方程如下。

連續(xù)性方程為：

動量方程為：

能量方程為：

式中：V為模塊當(dāng)量容積，m3；ρ為工質(zhì)密度，kg/s；m為質(zhì)量流量，kg/s；u為軸向速度，m/s；p為壓力，Pa；A為進口通流面積，m2；h為工質(zhì)比焓，J/kg；F為軸向力，N；Ws為功量，J；i和i+1分別代表進口和出口。

上述方程中的參數(shù)F、Ws在每個時間步長中作為輸入量來求解下一級進口參數(shù)，只要給出壓氣機進口參數(shù)，就可以通過特性曲線或數(shù)學(xué)模型求解出口參數(shù)。F、Ws計算式分別為：

式中：“'”代表給定入口條件下的穩(wěn)態(tài)出口參數(shù)。

本文建模過程主要作了以下方面簡化：1）將燃氣和空氣均視為為半理想氣體；2）將閥門簡化為線性慣性模型；3）將燃燒室簡化為1個能量控制體；4）將燃氣透平簡化為準(zhǔn)穩(wěn)態(tài)部件。

1.2 進出口管道模塊

壓氣機、透平進出口及燃燒室過渡段等管道內(nèi)工質(zhì)無做功且忽略熱傳遞。其動態(tài)過程的壓力損失可由式(6)給出[8]：

式中：Δp為壓力損失，Pa；T為溫度，K；R為氣體常數(shù)，J/(kg·K)；下標(biāo)in表示管道入口，0表示設(shè)計工況。

1.3 壓氣機模塊

在燃氣輪機運行過程中，壓氣機常常處于變工況運行狀態(tài)，因此建立壓氣機全工況預(yù)估模型非常必要。目前常見軸流式壓氣機建模方法大致有基元葉珊法、逐級疊加法、三元N-S方程法、實驗數(shù)據(jù)法。本文壓氣機建模采用文獻[15-16]基于平均直徑的一維逐級疊加法。該方法可以較好地預(yù)測壓氣機各級進出口參數(shù)和整體性能。

以PG9351FA機組為例，其壓氣機為18級軸流式，配有1級進口可調(diào)導(dǎo)葉，第9級和第13級開有透平冷卻抽氣口。以2個抽氣口為分界點，將壓氣機模型分為3部分，分段建立壓氣機部件模型。

文獻[15]給出了壓氣機通用級壓力系數(shù)曲線和級效率曲線，且適用于壓氣機所有級。式(7)—式(8)表示流量系數(shù)?與變幾何壓氣機進口相對速度角α以及壓力系數(shù)ψ之間的關(guān)系：

進口可調(diào)導(dǎo)葉（inlet guide vane，IGV）閥門模型由文獻[7]給出，如式(9)所示。將IGV電液調(diào)節(jié)機構(gòu)簡化為慣性模型，閥門實際開度χact較閥門指令開度χins存在延遲，其中延遲時間Ligv視實際機組而定。由電廠運行手冊可知，機組正常帶負荷運行時IGV最大允許轉(zhuǎn)動角速率為0.25°/s。

1.4 燃燒室模塊

忽略燃燒室內(nèi)復(fù)雜的空氣與燃氣的預(yù)混過程，簡化燃料分級供應(yīng)及煙氣分段冷卻過程；將燃燒室視為1個能量控制體，假設(shè)其內(nèi)部流場均勻，并與燃燒室出口參數(shù)相同。由非定常能量守恒方程描述燃燒室動態(tài)仿真模型[9]：式中：T為溫度，K；h為工質(zhì)焓，kJ/kg；cp為工質(zhì)定壓比熱容，kJ/(kg·K)；τcc為燃燒時間常數(shù)，表示一定空氣流量下充滿整個燃燒室所需的時間，其數(shù)值視實際機組運行狀況而定；Qnet為低位熱值；ηcc為燃燒室燃燒效率，目前燃燒室燃燒效率都能達到95%以上[17]，此處取97%；下標(biāo)in和out分別表示燃燒室進口空氣和出口煙氣，f為燃料。

控制閥門的動態(tài)行為往往具有非線性特征，這與控制閥的形狀、類型，控制閥的液壓機構(gòu)及控制系統(tǒng)延遲等一系列因素有關(guān)。但在許多動態(tài)研究中，執(zhí)行器和控制閥只是用線性響應(yīng)來表示，故燃料閥門控制模型可由文獻[7]給出：

式中：yvalve為閥門行程，范圍從0到100%；Kvalve為閥門行程和燃料流量的換算系數(shù)；τfg為燃油閥延遲時間，s。

第一，高校在人才培養(yǎng)過程中，過于重視理論教學(xué)，學(xué)生對專業(yè)知識的掌握大多源自課堂教學(xué)。在實踐實訓(xùn)環(huán)節(jié)，高校往往表現(xiàn)出較低的積極性；在教學(xué)環(huán)節(jié)，高校則過分強調(diào)理論教學(xué)，導(dǎo)致出現(xiàn)學(xué)術(shù)型教學(xué)傾向，淡化了各高校自身的特色。第二，高校人才培養(yǎng)計劃方案的制訂并非建立在認真調(diào)研社會發(fā)展需求的基礎(chǔ)上，對社會企業(yè)、用人單位的發(fā)展前景沒有深入了解，導(dǎo)致人才培養(yǎng)目標(biāo)的制定出現(xiàn)不合理、與社會發(fā)展不相適應(yīng)的現(xiàn)象［2］；缺乏對社會行業(yè)發(fā)展的了解，高校在人才培養(yǎng)目標(biāo)制定上就顯得過于盲目，或是人才培養(yǎng)目標(biāo)過于寬泛，或是過于重視專業(yè)技能培養(yǎng)而忽略對理論知識的學(xué)習(xí)等，導(dǎo)致學(xué)生日后難以較好地勝任工作崗位［3］。

燃燒室及其過渡段內(nèi)與高溫?zé)煔庀嘟佑|的金屬表面具有很高的溫度，在燃氣輪機工況變化時會發(fā)生熱能的儲存和釋放，這會對燃氣輪機動態(tài)特性產(chǎn)生影響。故采用文獻[4]中的高溫氣道熱交換微分方程來近似地描述其金屬熱慣性。

金屬蓄熱方程為：

燃氣、金屬間換熱系數(shù)為：

式中：Tme為燃燒室壁面溫度；Ta為環(huán)境溫度；Tgav為過渡段內(nèi)燃氣平均溫度，K；ht和ha分別為壁面與燃氣、壁面與外界環(huán)境之間的換熱系數(shù)，W/(m2·K)；λ和h分別為燃氣和金屬間的導(dǎo)熱和對流換熱系數(shù)，根據(jù)Huntorf電廠試驗數(shù)據(jù)，ha取235.6 W/(m2·K)[18]。

1.5 燃氣透平模塊

研究動態(tài)過程中燃氣透平被視為一個準(zhǔn)穩(wěn)態(tài)部件[9]，因此逐級疊加計算方法和弗流蓋爾公式可用于描述燃氣透平動態(tài)行為[19]。現(xiàn)代重型燃氣輪機的透平熱部件配有空氣冷卻以提高其壽命和熱穩(wěn)定性。透平葉片分段冷卻模型如圖2所示。燃氣先在靜葉中與冷卻空氣混合降溫，隨后進入動葉中膨脹做功，最后與動葉冷卻空氣混合后進入一級。設(shè)計工況和變工況下冷卻空氣流量計算式為：

圖2 透平葉片分段冷卻模型Fig.2 The multi-section cooling model of turbine blade

式中：φ為葉片冷卻效率；cpg和cpc分別為煙氣和冷卻空氣定壓比熱容，kJ/(kg·K)；φ∞表示冷卻流量足夠大時的冷卻效率，此處取1；C為冷卻系數(shù)，與透平級結(jié)構(gòu)有關(guān)。

1.6 容積慣性模塊

由于將壓氣機、燃燒室、燃氣透平視為無體積部件，需要在此類部件出口建立容積慣性模塊以平衡非穩(wěn)態(tài)下的出口質(zhì)量平衡。假定容積模塊內(nèi)流體流速忽略不計，其模型可由式(14)給出：

1.7 壓氣機出口抽氣模塊

在機組啟停過程中，壓氣機旁路抽氣是防止喘振[20]的方法之一，同時重型燃氣輪機也會抽取部分空氣流量用于透平葉片冷卻。眾多學(xué)者研究了壓氣機抽氣對燃氣輪機組的影響。文獻[21]和文獻[22]分別通過物理模型仿真和三維計算流體動力學(xué)仿真，探究抽氣對燃氣輪機性能的影響，結(jié)果表明壓氣機抽氣有利于降低燃氣輪機最低負荷。文獻[23]數(shù)值研究表明，定子殼體處抽氣可以有效改善航空發(fā)動機的內(nèi)部流場和性能。楊承等[24]提出了一種冷熱電聯(lián)供耦合壓氣機旁路抽氣系統(tǒng)，研究結(jié)果表明，抽氣調(diào)節(jié)策略顯著提高了系統(tǒng)熱電比和負荷靈活性；算例分析表明，在較高的熱電比下，該系統(tǒng)的綜合熱效率提高了1.75%，且耦合系統(tǒng)的最佳容量較基準(zhǔn)系統(tǒng)低8.64%。Kim等人[25]提出了將壓氣機抽氣和IGV相結(jié)合的一種新型負荷調(diào)節(jié)方法。結(jié)果表明，系統(tǒng)在15%的喘振裕度約束下，該方法比傳統(tǒng)IGV調(diào)節(jié)有著更高的效率，且燃料消耗降低了1.63%。因此，壓氣機抽氣切實可行，且有助于提高系統(tǒng)性能。

本文采用文獻[26]的壓氣機抽氣模型，該方法已在Cranfield建模軟件Turbomatch中實現(xiàn)，并采用實際測試數(shù)據(jù)進行了驗證。結(jié)果表明，該方法可較為精確地模擬實際的抽氣過程。

2 負荷調(diào)節(jié)策略

2.1 基準(zhǔn)系統(tǒng)

以PG9351燃氣輪機基準(zhǔn)系統(tǒng)為例，其主要設(shè)計參數(shù)見表1?；鶞?zhǔn)系統(tǒng)采用的負荷調(diào)控策略如圖3所示，即：燃氣輪機負荷率處于75%～100%時，保持透平進氣溫度（T3）為設(shè)計值1 600 K，實際上T3過高難以直接測量，通常由壓氣機壓比和透平排氣溫度（T4）間接計算得到。

表1 燃氣輪機主要設(shè)計參數(shù)Tab.1 Main design parameters of gas turbine

圖3 基準(zhǔn)系統(tǒng)負荷調(diào)節(jié)策略Fig.3 Load regulation strategy of the benchmark system

燃氣輪機負荷率處于68%～75%時，保持T4=922.04 K不變；燃氣負荷率低于68%時，維持IGV最小全速角49o，T3、T4同時降低。

2.2 帶壓氣機出口抽氣系統(tǒng)

壓氣機抽氣可以大范圍內(nèi)減小燃燒室進口空氣流量，因此低負荷下維持燃氣輪機等透平進氣溫度運行是可行的。抽氣系統(tǒng)采用的負荷調(diào)節(jié)策略如圖4所示，即控制方式為雙PID串聯(lián)控制。其主要調(diào)節(jié)過程為：保持IGV全開，在給定的負荷指令下，通過外環(huán)PID控制抽氣比例系數(shù)，調(diào)節(jié)燃氣輪機功率以匹配實際負荷，內(nèi)環(huán)PID控制燃料流量維持透平進氣溫度處于設(shè)計溫度不變。采用Simulink對抽氣系統(tǒng)建立仿真模型，如圖5所示。模型的主要工作過程包括：在給定階躍負荷后，PID功率控制模塊計算出抽氣系數(shù)并傳遞給壓氣機及抽氣模塊，由壓氣機及抽氣模塊計算出口參數(shù)T2、p2、ma和壓氣機耗功Pc；燃燒室模塊由T2、p2、ma計算出T3，并返回T3值到PID溫度控制模塊調(diào)節(jié)mf維持T3設(shè)定值溫度；透平做功量Pt由燃氣透平模塊計算得到，由Pt減去Pc計算出燃氣輪機功率Pgt，返回燃氣輪機功率Pgt到PID功率控制模塊，并計算下一時間步長的燃氣輪機各部件參數(shù)。其中，所抽取的高壓空氣可由高壓氣罐存儲，本文中暫不考慮壓氣機出口所抽取的高壓空氣的再利用問題。

圖4 抽氣系統(tǒng)負荷調(diào)節(jié)策略Fig.4 Load regulation strategy of the air extraction system

圖5 抽氣系統(tǒng)Simulink模型Fig.5 Simulink model of the air extraction system

3 模擬結(jié)果

3.1 穩(wěn)態(tài)特性驗證

為了確保所建立模型的精準(zhǔn)度，采用ThermoFlex來驗證其穩(wěn)態(tài)變工況特性。壓氣機IGV開度角大小由壓氣機進氣質(zhì)量流量計算得出。

3.1.1 基準(zhǔn)系統(tǒng)工況驗證

圖6為基準(zhǔn)負荷控制策略下的燃氣輪機部分參數(shù)隨負荷率變化規(guī)律。圖中參數(shù)相對值為變工況下參數(shù)與對應(yīng)的設(shè)計點參數(shù)之比（下同），其中溫度相對值基于熱力學(xué)溫度。由圖6可以看出，ThermoFlex模擬仿真結(jié)果與MATLAB穩(wěn)態(tài)模擬仿真結(jié)果吻合較好。隨著負荷降低，逐漸關(guān)小IGV開度以保持透平進氣溫度T3恒定，空氣流量的減小使得壓比減小，透平排氣溫度T4逐漸上升，在77%負荷率時T4達到最大限制值；隨著負荷進一步降低，T4保持最大限制值不變，T3緩慢下降，直到IGV角度降低至最小全速角49°，此時壓氣機進氣流量保持設(shè)計流量的74%左右，負荷率約為68%；之后T3和T4均隨著負荷的進一步下降而快速降低。

圖6 基準(zhǔn)系統(tǒng)負荷特性Fig.6 Load characteristics of the benchmark system

圖7為燃氣輪機效率隨負荷率的變化特性。由圖7可以看出，其效率隨著負荷率的降低而下降，且在50%負荷以下時，機組效率下降速度更快；在10%負荷率時，其效率約為設(shè)計工況下的30%。

圖7 基準(zhǔn)系統(tǒng)負荷率對燃氣輪機效率的影響Fig.7 Effect of benchmark system load rate on gas turbine efficiency

3.1.2 抽氣系統(tǒng)工況驗證

壓氣機的IGV調(diào)節(jié)可使壓氣機空氣流量保持在74%～100%的設(shè)計流量，因此，保持IGV全開并將最大抽氣系數(shù)設(shè)置為25%是可行的。抽氣系數(shù)定義為壓氣機抽氣質(zhì)量流量與壓氣機進氣質(zhì)量流量之比。此外，壓氣機抽氣會影響壓氣機級的氣動性能，例如喘振與堵塞[20]，本文暫不予考慮。

圖8為燃氣輪機采用壓氣機抽氣調(diào)控負荷時壓比、壓氣機排氣溫度（T2）、T3、T4參數(shù)隨抽氣系數(shù)變化規(guī)律。由圖8可見，ThermoFlex模擬仿真結(jié)果與MATLAB穩(wěn)態(tài)模擬仿真結(jié)果吻合較好。抽氣工況下IGV保持最大角度88o不變，隨著抽氣系數(shù)的增加，逐漸減少燃料流量以保持T3恒定，T4由于壓比的減小而逐漸上升，在抽氣系數(shù)達20%左右時，T4達到最大限制值。進一步提高抽氣系數(shù)，T4保持最大限制值不變，T3緩慢下降。

圖8 抽氣系數(shù)對燃氣輪機組參數(shù)的影響Fig.8 Effect of air extraction ratio on parameters of the gas turbine

壓氣機排氣溫度和壓比均隨著抽氣系數(shù)的增加逐漸下降，且壓比的下降趨勢更為顯著。造成壓比下降的原因有2個：1）抽氣閥門的投入導(dǎo)致壓氣機出口通流面積增大，造成了壓力損失；2）抽氣使燃燒室和透平空氣流量減少，流量的減少使透平無法再維持原先的高膨脹比。由壓氣機級特性可知，由于空氣流量的減少，壓氣機后幾級效率下降較為明顯，故壓氣機排氣溫度下降較壓比緩和一些。壓氣機抽氣使其壓比下降，在壓氣機特性曲線表現(xiàn)為壓氣機實際運行點向右下方移動（圖8），運行點遠離喘振邊界，可有效改善低負荷下的喘振工況。

抽氣系數(shù)對燃氣輪機功率及效率的影響如圖9所示。燃氣輪機功率和效率受抽氣系數(shù)的影響較大，主要原因是抽氣使膨脹比和空氣流量下降過多。由圖9可以看出，抽氣系數(shù)每增加5%，燃氣輪機功率平均降低6.595 8%，效率平均降低4.044 3%。高抽氣比例下效率和負荷下降趨勢加劇，其原因是透平進氣溫度下降導(dǎo)致的透平效率下降。

圖9 抽氣系數(shù)對燃氣輪機功率及效率的影響Fig.9 Effect of air extraction ratio on power and efficiency of the gas turbine

圖9還表明，壓氣機最大抽氣系數(shù)可使燃氣輪機負荷降低約50%，因此將抽氣系統(tǒng)和基準(zhǔn)系統(tǒng)在50%～100%負荷工況下進行比較。兩者性能參數(shù)對比如圖10所示。

圖10 基準(zhǔn)、抽氣系統(tǒng)的參數(shù)對比Fig.10 Comparison of parameters between the benchmark system and the air extraction system

由于壓氣機出口抽氣的緣故，導(dǎo)致部分高壓空氣未能進入透平做功，在未對其進行再利用的前提下，造成了壓氣機功耗的浪費。因此在相同的負荷率下，抽氣系統(tǒng)較基準(zhǔn)系統(tǒng)需要更高的壓比，以彌補功耗浪費。由于抽氣過程壓氣機排氣溫度的降低，故維持透平進氣溫度不變需要更多的燃料流量，且抽氣系統(tǒng)熱效率也低于基準(zhǔn)系統(tǒng)。

壓氣機旁路抽氣使得抽氣燃氣輪機系統(tǒng)效率劣于基準(zhǔn)系統(tǒng)，但可以由以下幾個方面來彌補此劣勢：1）提高低負荷下的透平排氣溫度，從而提高余熱利用系統(tǒng)的效率和功率；2）考慮壓氣機抽氣儲能利用，對燃氣輪機發(fā)電側(cè)實現(xiàn)削峰填谷，從而達到系統(tǒng)整體高效率；3）更重要的是，通過壓氣機旁路空氣調(diào)節(jié)改變?nèi)細廨啓C功率，使透平進氣溫度保持在設(shè)計值附近，可以降低燃燒室、透平等熱力部件的熱應(yīng)力，提高其變負荷速率。

3.2 動態(tài)特性驗證

本文選用廣東某電廠的日常運行數(shù)據(jù)來驗證所建動態(tài)模型的準(zhǔn)確性。圖11為典型日非啟停工況下燃氣輪機轉(zhuǎn)速波動曲線。由于電網(wǎng)頻率對機組轉(zhuǎn)速的鉗制作用，圖11中轉(zhuǎn)速保持在3 000 r/min左右（±3 r/min以內(nèi)）。很小的波動是電網(wǎng)和用戶兩側(cè)供給不平衡所導(dǎo)致的。在動態(tài)仿真模擬過程中，微小的轉(zhuǎn)速變化對燃氣輪機運行性能幾乎沒有影響，故仿真中可認為燃氣輪機轉(zhuǎn)速保持額定轉(zhuǎn)速不變。

圖11 實際燃氣輪機組轉(zhuǎn)速波動Fig.11 Shaft speed volatility of the actual gas turbine

對燃氣輪機并網(wǎng)運行下的動態(tài)過程進行模擬，并將部分參數(shù)與電廠實際運行數(shù)據(jù)進行比較，結(jié)果如圖12所示。電廠實際運行數(shù)據(jù)為20 min內(nèi)每10 s 1個取樣點，環(huán)境溫度、壓力分別為23.6 ℃、101.26 kPa，仿真過程燃氣輪機進氣條件與上文相同。由于存在負荷劇烈變化點，定步長求解不適合該仿真，模擬仿真采用ode45求解器變步長求解。設(shè)置最大步長2 s，最小步長0.1 s。給定負荷變化指令，通過調(diào)節(jié)IGV閥門開度和燃料流量改變?nèi)細廨啓C功率以匹配負荷。IGV閥門開度0～100%對應(yīng)于IGV最小和最大全速角；由葉片通道溫度控制和排氣溫度控制計算最大流量值，穩(wěn)定燃燒控制計算最小流量值，給定燃料流量介于以上兩者之間。通過與實際數(shù)據(jù)相比較，對PID參數(shù)和時間常數(shù)進行整定，使模型基準(zhǔn)系統(tǒng)能準(zhǔn)確地模擬變負荷過程，模型中整定后的PID參數(shù)和時間延遲常數(shù)見表2。圖12為燃氣輪機部分參數(shù)的驗證比對，功率、燃料流量和透平排氣溫度的實際數(shù)據(jù)與模擬結(jié)果的均方根誤差RMSE均不超過0.813%，兩者吻合良好，表明所建模型可靠。而兩者之間存在部分偏差，這是變負荷過程中閥門模型微分增益作用的結(jié)果。

圖12 實際運行數(shù)據(jù)、基準(zhǔn)系統(tǒng)關(guān)鍵參數(shù)動態(tài)特性比對驗證Fig.12 Comparison and validation of dynamic characteristics of key parameters of the benchmark system with actual field data

表2 模型中PID參數(shù)和時間延遲常數(shù)Tab.2 PID parameters and time delay constants of the model

3.3 動態(tài)特性分析

基于所建立的動態(tài)模型，分析耦合系統(tǒng)的動態(tài)特性，并與基準(zhǔn)系統(tǒng)相比較。閥門部件約束條件包括IGV角最大變化速率為每秒0.25o、燃料行程最大變化速率為每秒5%燃料基準(zhǔn)行程。假定壓氣機抽氣閥門開啟速率為每秒不超過最大開度的2%（原因是閥門開啟速率過大可能會導(dǎo)致壓氣機出口壓力突降，燃燒室火焰回流，不利于燃氣輪機的安全運行）。抽氣系統(tǒng)采用功率-空氣流量、T3-抽氣閥PID控制器調(diào)控燃氣輪機功率，保證負荷調(diào)控過程的平滑和穩(wěn)定，以燃氣輪機滿載功率作為初始狀態(tài)，模擬仿真得到系統(tǒng)參數(shù)響應(yīng)曲線并分析其動態(tài)特性。

3.3.1 燃氣輪機負荷由100%階躍降至80%

圖13為20%階躍降負荷下抽氣系統(tǒng)和基準(zhǔn)系統(tǒng)的動態(tài)響應(yīng)曲線。對于基準(zhǔn)系統(tǒng)而言，隨著負荷指令的降低，燃料閥門和IGV閥門關(guān)小，燃料流量和透平排氣流量隨之減小，而抽氣系統(tǒng)通過開啟壓氣機抽氣閥門并關(guān)小燃料閥門使燃料流量和透平排氣流量減小。由圖13可以看出，燃料質(zhì)量流量和透平排氣流量受階躍負荷的影響較大，平衡時間較短，而壓氣機排氣溫度和透平排氣溫度的平衡時間較長，這是由于容積慣性導(dǎo)致的溫度變化滯后于流量變化。上述分析結(jié)果可反映模型對階躍降負荷響應(yīng)的正確性。在50 s時，給定階躍降負荷指令后，抽氣系統(tǒng)在約125 s時達到80%負荷率，基準(zhǔn)系統(tǒng)在約175 s時達到80%負荷率，抽氣系統(tǒng)和基準(zhǔn)系統(tǒng)負荷調(diào)節(jié)時間分別為75 s和125 s（圖13f)）。抽氣系統(tǒng)在壓氣機出口抽取空氣，可使燃燒室空氣流量迅速減少，而基準(zhǔn)系統(tǒng)由于壓氣機部件容積慣性的原因，燃燒室內(nèi)空氣流量變化會滯后于IGV閥門動作，故抽氣系統(tǒng)燃料質(zhì)量流量調(diào)節(jié)速率會大于基準(zhǔn)系統(tǒng)，因此階躍降負荷下抽氣系統(tǒng)變負荷速率會大于基準(zhǔn)系統(tǒng)。

圖13 20%階躍降負荷下系統(tǒng)參數(shù)動態(tài)響應(yīng)Fig.13 Dynamic response of system parameters at 20% step load decrease

3.3.2 燃氣輪機負荷由100%階躍降至60%

圖14為40%階躍降負荷下抽氣系統(tǒng)和基準(zhǔn)系統(tǒng)的動態(tài)響應(yīng)曲線。其系統(tǒng)參數(shù)變化趨勢與20%階躍降負荷響應(yīng)類似，但圖14c)中的透平排氣溫度變化有所不同，基準(zhǔn)系統(tǒng)透平排氣溫度隨負荷降低先提高后降低。這與基準(zhǔn)系統(tǒng)的變工況特性有關(guān)。

圖14 40%階躍降負荷下系統(tǒng)參數(shù)動態(tài)響應(yīng)Fig.14 Dynamic response of system parameters at 40% step load decrease

由圖14f)可以看出，在50 s時給定階躍降負荷指令后，抽氣系統(tǒng)在約158 s時達到60%負荷率，基準(zhǔn)系統(tǒng)在約328 s時達到60%負荷率，抽氣系統(tǒng)和基準(zhǔn)系統(tǒng)負荷調(diào)節(jié)時間分別為108 s和278 s。由圖13、圖14可知，對于階躍降負荷而言，抽氣系統(tǒng)在負荷調(diào)節(jié)速率上優(yōu)于基準(zhǔn)系統(tǒng)，且負荷調(diào)節(jié)過程中燃氣輪機各關(guān)鍵參數(shù)也比較平滑、穩(wěn)定。雖然抽氣系統(tǒng)在效率上劣于基準(zhǔn)系統(tǒng)，但是抽氣系統(tǒng)控制策略良好，功率調(diào)節(jié)能力更為靈活，為提高燃氣輪機調(diào)峰調(diào)頻市場競爭力提供了可行性方法。

3.3.3 燃氣輪機負荷由100%斜坡降至80%

圖15為20%斜坡降負荷下基準(zhǔn)系統(tǒng)和抽氣系統(tǒng)部分參數(shù)動態(tài)響應(yīng)曲線。抽氣系統(tǒng)和基準(zhǔn)系統(tǒng)的各參數(shù)隨時間變化趨勢基本類似，兩者的變負荷速率也基本相同，而2個系統(tǒng)達到穩(wěn)態(tài)點后部分參數(shù)不同，這是由2個系統(tǒng)的負荷特性所決定的。由圖15可以看出，斜坡降負荷下抽氣系統(tǒng)在功率調(diào)節(jié)速率上的優(yōu)勢不明顯。這是因為在斜坡降負荷下，燃氣輪機有足夠的時間來調(diào)節(jié)功率匹配負荷需求變化，故無法體現(xiàn)抽氣調(diào)控空氣流量速率上的優(yōu)勢。且由于燃料量較基準(zhǔn)系統(tǒng)消耗更多，還增大了機組的運行成本。

圖15 20%斜坡降負荷下系統(tǒng)參數(shù)動態(tài)響應(yīng)Fig.15 Dynamic response of system parameters at 20%ramp load decrease

4 結(jié) 論

1）本文模型所得系統(tǒng)穩(wěn)態(tài)特性經(jīng)ThermoFlex檢驗，表明所得穩(wěn)態(tài)特性可靠；采用廣東某電廠（基準(zhǔn)系統(tǒng)）典型日機組升負荷過程數(shù)據(jù)驗證動態(tài)模型，分析燃氣輪機功率、燃料流量、透平排氣溫度等參數(shù)動態(tài)曲線，表明動態(tài)模型能滿足工程應(yīng)用。

2）在20%階躍負荷指令下，抽氣調(diào)控系統(tǒng)與基準(zhǔn)系統(tǒng)從擾動開始到功率達到指令值分別耗時75 s和125 s；在40%階躍負荷指令下，抽氣調(diào)控系統(tǒng)與基準(zhǔn)系統(tǒng)從擾動開始到功率達到指令值分別耗時108 s和278 s；在20%斜坡負荷指令下，2個系統(tǒng)表現(xiàn)出相似的參數(shù)變化趨勢，抽氣調(diào)控系統(tǒng)在功率調(diào)節(jié)速率上無明顯優(yōu)勢。由此表明，雖然抽氣調(diào)控系統(tǒng)在效率上劣于基準(zhǔn)系統(tǒng)，但階躍降負荷下抽氣調(diào)控系統(tǒng)控制策略良好，具有更為靈活的降負荷速率，可為壓氣機抽氣儲能提升電站燃氣輪機調(diào)峰調(diào)頻潛力提供理論參考。

3）未來可針對壓氣機出口壓縮空氣儲能系統(tǒng)協(xié)同燃氣輪機組，研究耦合系統(tǒng)動態(tài)負荷靈活性。