大学毕设论文--大型汽轮机滑压优化策略研究技术总结报告--.doc

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浙江省电力试验研究院
科学技术文件

大型汽轮机滑压优化策略研究
技术总结报告

目 录

1 前言 1
2 汽轮机滑压运行控制方式的影响因素分析 4
2.1 汽轮机定、滑压运行控制方式特点介绍 4
2.2 机组负荷、主汽压力和调门开度三者关联影响分析 5
2.3 机组实际滑压方式偏离设计要求的影响因素分析 6
3 滑压运行优化的研究策略 13
3.1 汽轮机运行滑压寻优策略介绍 13
3.2 汽轮机运行滑压寻优“总策略”的研究 13
3.3 “子策略一”——“滑压试验比较法”的研究 16
3.4 “子策略二”——“滑压耗差分析法”的研究 18
3.5 汽轮机滑压优化“修正策略”的研究 25
4 汽轮机滑压优化寻优策略的应用业绩 32
4.1 滑压优化策略在超高压125MW机组上的应用 32
4.2 滑压优化策略在超高压200MW机组上的应用 36
4.3 滑压优化策略在亚临界300MW机组上的应用 41
4.4 滑压优化策略在亚临界600MW机组上的应用 43
4.5 滑压优化策略在超临界600MW机组上的应用 54
5 滑压优化策略的回顾和总结 55

大型汽轮机滑压优化策略研究技术总结报告
摘 要 进行机组日常变负荷运行期间的汽轮机滑压优化方法开展研究工作，对改善机组低负荷阶段运行效率偏低状况具有十分重要的意义。本研究项目以各型汽轮发电机组滑压优化和调整试验分析为基础，对机组日常变负荷运行过程中偏离最佳滑压运行方式的现象进行原因分析，得出一系列机组滑压运行方式的优化策略，帮助查找和确定机组滑压优化控制曲线。并通过滑压修正的方法，消除各类运行参数以及机组热力系统运行状态的变化对汽轮机滑压运行调门开度的偏差影响，从而确保机组滑压优化运行的节能降耗效果。这些研究成果在浙江省内各电厂的125、200、300、600MW等多台汽轮机组得到了成功地应用，获得了良好的经济效益。
关键词 汽轮机 滑压优化 策略研究 偏差修正 应用效果 分析总结

1 前言
电力工业是我国国民经济的重要基础产业，燃煤火力发电企业是为社会发展和经济发展提供电力能源的企业，同时也是大量消耗一次能源和水资源的行业。随着我国和全球经济、能源和环保形势的发展，火力发电企目前面临着一些新的发展形势和要求。
（1） 节能减排是国家发展的约束性指标
国务院发布的《能源发展“十一五”规划纲要》明确提出了节能和减排两个约束性目标。在节能方面，规划提出到2010年，中国万元GDP能耗要降低20％(即由2005年的1.22吨标准煤下降到0.98吨标准煤左右)；一次能源消费总量控制目标为27亿吨标准煤左右；年均增长4％；在减排方面，规划提出到2010年要减少排放二氧化硫840万吨、二氧化碳3.6亿吨。
国家发展和改革委员会在《节能中长期专项规划》中对火电企业提出了明确的目标：2010年火电平均供电煤耗控制在355g/(kW·h)，2020年火电平均供电煤耗控制在320g/(kW·h)。
（2） 降低煤耗率是火力发电厂生存的客观需要
由于社会经济的不断发展，社会对资源需求快速增长，电煤供应也趋于紧张，煤炭价格的持续上涨直接造成了发电成本的增加，而电价联动机制受国家整体经济环境的影响而滞后。这一切都给发电企业造成了巨大的经营压力，企业利润大幅下降甚至出现亏损。发电企业能够开展的工作就是降低单位能耗、尽量减少发电成本。因此，火电机组的运行节能降耗已成为企业生存的客观需要。
（3） 改善火电机组低负荷运行性能是亟待解决的问题
近年来，社会电力用电结构已发生了较大的变化，电网负荷昼夜峰谷差越来越大。而随着国家宏观调控及电源建设的快速发展，大量600、1000MW容量等级的超临界、超超临界火电发电机组开始投运，电力供需矛盾已趋缓和。但带来的问题是，火电机组的利用小时数逐年降低，低负荷运行时间普遍增加。一些原先设计为带基本负荷的大型汽轮发电机组也被要求深度调峰，长期处于低负荷运行工况，机组效率大大降低，厂用电率随之增加。因此，如何提高机组在低负荷阶段的运行经济性成为一个亟待解决的问题。
从全国大机组协作组的历年统计资料来看，浙江省内大型火电机组的可靠性与经济性均居于国内同类机组前列，省内300、600MW机组的供电煤耗率普遍低于国内同类型机组的平均水平。在下表1中，给出了2008年度浙江省内各火力发电公司（厂）的主要能耗指标完成情况。从表中数据可以看出，2008年度浙江省纳入节能监督管理的20个火力发电公司（厂）共完成发电量1266.79亿度，创历史新高，较2007年度增加33.52亿度，增幅为2.72％；供电煤耗值完成325.03 g/kW.h，较2007年度降低了1.26g/kW.h；厂用电率指标完成5.68％，较2007年度上升0.08％。
全省火力发电机组2008年的总体煤耗指标能够比2007年有所下降，主要得益于一些新建高参数、大容量机组的相继投运，以及关停小机组等共同影响。而对于一些火电机组而言，由于机组负荷率降低导致运行效率降低以及新建脱硫系统投运后的厂用电率增加等因素影响，机组煤耗指标和厂用电率还有所上升。
目前，随着600MW以上大容量机组陆续投运的影响，各发电企业的机组平均负荷率进一步下降，低负荷运行时间随之增加，因此，开展大型汽轮发电机组低负荷运行阶段的滑压优化策略研究，确定机组运行效率较佳的滑压运行方式，对改善机组运行效率状况具有十分重要的意义。
浙江省电力试验研究院与浙江省能源集团有限公司合作，为解决大型汽轮发电机组的滑压运行方式优化问题，在各电厂的125、200、300、600MW多种类型机组进行了大量的滑压优化试验研究工作。本研究项目以各型汽轮发电机组滑压优化和调整试验的大量数据和结果分析为基础，对机组变负荷滑压优化与汽轮机高压调门运行方式的内在关联关系开展技术研究，总结得出了一系列机组滑压运行方式的寻优策略。

表1 2008年度浙江省内各发电公司（厂）的主要能耗指标完成情况
单位名称
2008年/2007年
发电量
MWh
供电煤耗
g/kWh
厂用电率
%
负荷率
%
浙江发电
126679359/
123327294
325.03/
326.29
5.68/
5.60
-/-
浙江能源
81406995/
77919252
330.40/
330.86
5.99/
5.85
-/-
国电浙江北仑第一发电有限公司
7223514/
7340907
324.5/
326.2
5.42/
5.08
79.22
/80.40
北仑发电有限责任公司
11229830
/10984920
328.2/
326.9
5.52/
5.12
78.23
/76.62
嘉兴发电有限责任公司
3437886.0/
3633036.0
334.8/
336.9
4.79/
5.06
77.77/
72.46
浙江嘉华发电有限责任公司
14203028.0/
13975659.0
325.0/
325.5
4.43/
4.44
79.74/
72.66
浙能兰溪发电有限责任公司
14822291/
12923526
316.5/
319.8
5.77/
5.72
77.20/
78.28
台州发电厂
10318222.8/
9160282.6
336.8/
336.2
7.66/
7.24
66.83/
76.14
长兴发电有限责任公司
7258314.00 /
7469748.00
336.0 /
336.1
5.82 /
5.97
74.92 /
77.79
镇海发电有限责任公司
5363049.60/
5291762.4
339.0/
343.0
7.66/
7.53
79.37/
76.80
温州发电有限责任公司
10634992/
9089722.8
336.9/
337.1
6.32/
6.56
75.70/
76.65
温州特鲁莱发电有限责任公司
3492312.0/
3723084.0
335.0/
334.7
6.16/
6.18
76.41/
77.49
萧山发电厂
1588728.9/
1620707.5
360.1/
360.1
9.21/
9.30
75.07/
76.39
钱清发电有限责任公司
1512172/
1617282
360.0/
359.6
8.66/
8.41
73.49/
76.6
浙江国华浙能发电有限公司
15044870/
14171420
320.3/
323.3
5.41/
5.78
81.83/
76.12
大唐乌沙山电厂
14222170.0/
14164140.0
309.5/
314.5
4.32/
4.44
81.37/
74.88
杭州华电半山发电有限公司
5241670.3/
5929177.9
277.7/
284.8
4.15/
4.16
80.42/
80.64
浙江华能长兴电厂
1515937.7/
1602815.9
362.3/
363.6
8.24/
8.03
79.63/
78.65
舟山朗熹发电有限责任公司
1845326.8 /
1903649.2
356/
356
7.61/
7.10
87.38
/92.24
镇海联合发电有限公司
347038.0
/712224.6
316.0/
305.0
4.45/
3.33
57.02/
59.74
温州燃机发电有限公司
401088.0/
727539.0
306.7/
313.0
2.51/
2.27
63.94/
64.57
金华燃机发电有限责任公司
290354.9/
712841.8
305.7/
285.9
3.75/
3.16
73.40/
74.00
浙江国华余姚燃气发电有限责任公司
178874.6/
295932.4
281.19/
269.07
6.90/
5.32
-/-

2 汽轮机滑压运行控制方式的影响因素分析
汽轮发电机组在日常变负荷运行过程中，可以采取定压运行，也可以采取滑压运行。为了提高机组运行效率，大型汽轮发电机组一般采取复合滑压运行方式，即在高负荷区采取定压运行方式，在较低负荷区转为滑压运行方式。但一个需解决的问题是：如何合理确定汽轮机从定压方式转为滑压运行方式的“起滑点”？在滑压运行阶段如何确定高压调门的最佳阀位？由此而引出了对汽轮机不同滑压运行方式进行性能试验比较和寻优策略的研究工作。
2.1 汽轮机定、滑压运行控制方式特点介绍
（1） 定压运行方式
采取定压运行方式的机组，主蒸汽压力保持不变，由汽轮机高压调门变化来对主汽流量进行调节，所以机组变负荷响应速度较快，但不足之处是在低负荷阶段的汽轮机调门开度过小，节流损失较大，机组效率较差。
定压运行方式可适用于节流调节汽轮机，也适用于喷嘴调节的汽轮机。对节流调节的汽轮机而言，所有的高压调门都参与节流调节，来实现对汽轮机进汽流量、负荷的调节；对喷嘴调节的汽轮机而言，主要是通过其中一只或几个高压调门开度的调节来改变负荷。
（2） 滑压运行方式
采取滑压运行的汽轮机，一般保持相对固定的高压调门开度，主要依靠锅炉产汽量的改变引起汽轮机进汽压力的变化来调节机组负荷。在整个变负荷滑压运行阶段，汽轮机高压调门都可以保持较小的节流损失。
（3） 复合滑压运行
复合滑压运行是滑压与定压相结合的一种运行方式，采用这种运行方式时，在高负荷区，保持定压运行，通过改变高压调门开度来控制机组出力；在中间负荷区，采取滑压运行，由主汽压力的改变来控制机组出力；而在低负荷区，则保持一个相对较低的主汽压力运行。
复合滑压运行方式既可保持高负荷区的较高热效率，缓解锅炉的热应力，又防止低负荷时因主汽压力下降过多而引起运行经济性能变差的情况，所以为大多数机组所广泛采用。实际上，这也是制造厂通常推荐的汽轮机变负荷运行方式，如下图1所示，为汽轮机制造厂提供的一台超临界600MW机组的复合滑压运行控制曲线。从图中曲线可以看出，机组在30～90％额定负荷变化范围内，采取滑压运行方式；机组在90％额定负荷以上，采取定压运行方式，主汽压力保持在额定值24.2MPa；机组在30％额定负荷以下，也采取定压运行方式，只是主汽压力保持为8.73MPa。

图1 一台超临界600MW机组的厂家推荐复合滑压运行控制曲线。
汽轮机制造厂给出的滑压控制曲线是根据汽轮机设计资料计算提供的，设置进入机组协调控制系统（CCS）中，作为机、炉参数匹配运行控制的依据。然而，汽轮机制造厂给出的滑压运行控制曲线毕竟是依据机组设备的设计特性而作出的，当机组实际运行效率、高压调门工作特性以及机组运行参数、热力系统运行条件等发生变化时，必然会对机组的滑压控制曲线产生相应的影响。所以，要确定适用于实际运行机组的最优滑压控制曲线，就需要对该机组进行不同滑压运行方式的寻优比较试验。
2.2 机组负荷、主汽压力和调门开度三者关联影响分析
针对一台具体的汽轮发电机组，在机组运行参数和热力系统运行状态都变化不大的情况下，机组负荷与主蒸汽流量成一一对应的变化关系，而主蒸汽流量又与汽轮机高压调节汽门开度、主蒸汽压力成正比例变化关系，所以可以采用下面的关系式来表述机组负荷、主蒸汽压力以及高压调门开度这三者之间相互关联、相互制约的关系：
（1）
式（1）中，Ng为机组负荷，P0为主蒸汽压力，
Cv为高压调门开度指令，它可以看作为一个线性化了的、反映几个高压调节汽门开度的综合参数。
从上面的关系式可以看出，机组负荷正比于主蒸汽压力与高压调节汽门开度之积，这可以看作为汽轮机负荷控制的基础关系式。通常地，机组负荷是由电网需求所确定的，必须满足电网调度AGC指令的要求，所以需重点讨论在满足机组负荷调节需求的前提下，主蒸汽压力P0与高压调门开度Cv之间的优化匹配关系。从上述关系式（1）中可以看出，一旦确定了机组变负荷过程中的高压调门开度Cv控制方式，也就确定了机组负荷与主蒸汽压力之间的对应关系，于是，机组主蒸汽压力控制曲线也就固定下来了。
汽轮机采取“顺序阀方式”运行时，按照主蒸汽压力的变化情况，机组变负荷运行方式可以分为定压运行方式和滑压运行方式。当汽轮机定压运行时，主蒸汽压力不变，主要靠高压调节汽门开度Cv的变化来实现机组负荷控制。因此，上面的公式（1）可以改写为：，反映出在主汽压力保持不变的情况下，机组负荷近似地与高压调门开度成正比。当汽轮机采取滑压运行时，高压调节汽门开度Cv保持不变，靠主汽压力的变化来实现机组负荷控制。因此，上面的公式（1）可以改写为：，反映出在高压调门开度保持不变的情况下，机组负荷近似地与主汽压力成正比。
当然，机组定、滑压运行方式控制曲线所反映的主汽压力、调门开度与负荷的对应关系，都是对稳态运行工况而言的。若是机组处于升、降负荷的暂态运行过程中，则无论机组采用处于定压或是滑压运行方式，都需要通过汽轮机高压调门开度的迅速改变，来满足电网AGC负荷调度的要求，此时的主蒸汽压力就会暂时地偏离预先设定的滑压控制曲线，待恢复至稳定负荷状态时，主蒸汽压力与调门开度的对应关系才会逐步恢复至机组CCS中滑压控制曲线的要求。
2.3 机组实际滑压方式偏离设计要求的影响因素分析
2.3.1 汽轮机通流改造以及DEH、DCS改造的影响
1995年～2005年间，浙江省内众多的125、200MW机组相继进行了汽轮机通流部分现代化改造以及调速系统（DEH）、热工控制系统（DCS）的改造，这些机组改造后的运行特性与改造前相比发生了较大的改变。
在下表2中列出了一台125MW汽轮机改造前、后的每只高压调门以及所控制的调节级喷嘴面积数据。对表中这两组数据进行比较后可知，改造后汽轮机在高压调门“两阀点”、“三阀点”和“四阀全开”位置所对应的调节级喷嘴面积比改造前分别增大约15％、15％和10％。这使得该汽轮机在“三阀点”工况的额定出力从125MW增加到145MW，汽轮机功率增加幅度约为16％，即使与该机组改造后的铭牌出力135MW相比，也超出约5.6%。由此表明，改造后的汽轮机通流能力大大超出了改造目标的需求。
表2 汽轮机改造前、后高压调门及调节级喷嘴面积比较

调门
序号
调门内径及面积
每阀控制喷嘴数
及面积
累计喷嘴数及面积
D(mm)
F(mm2)
Z
FZ(mm2)
Z
FZ′(mm2)
改造后
Ⅰ
120
11310
29
3529
29
3529
Ⅱ
120
11310
29
3529
58
7059
Ⅲ
100
7854
29
3529
87
10588
Ⅳ
100
7854
24
3529
111
13509
改造前
Ⅰ
100
7850
6
3067
6
3067
Ⅱ
100
7850
6
3067
12
6134
Ⅲ
100
7850
6
3067
18
9201
Ⅳ
100
7850
6
3067
24
12268

由于该汽轮机在三只高压调门全开之前就有了足够的过负荷能力，最后一只调门当然就无需开启了。该机组自改造后投运以来的实际运行情况也表明：尽管经历了各种负荷、主蒸汽参数变化以及夏季工况凝汽器真空变差等运行条件的改变，汽轮机＃4高压调门却从未开启过。
针对该汽轮机改造后通流能力偏大的问题，若是改造后的汽轮机仍然采取“两阀滑压”运行方式，则机组原先的滑压运行控制曲线就必须向右侧平移。相应地，汽轮机定、滑压转折点负荷将从改造前的90MW左右上移至105MW左右。
事实上，由于一些汽轮机本体改造厂家以及DEH、DCS改造厂家都没有提供新的机组滑压控制曲线，无法确定汽轮机改造之后的合理滑压控制模式。因此，当这些汽轮机改造完成后，电厂用户只得自己确定机组的变负荷运行方式，有些机组采取定压运行方式，有些机组采取全开所有调门的滑压运行方式，这些不合理的运行控制方式会对机组变负荷运行经济性能造成损害。
2.3.2 汽轮机效率变化的影响
近年来，大量新机组投产后的性能试验结果表明，汽轮机试验热耗率往往高于设计值，偏高幅度达2～3％左右。在下表3中，给出了浙江省内近年来投运的一些汽轮发电机组的性能试验结果以及与设计性能之间的差异状况。
当这些机组按照制造厂提供的设计滑压控制曲线运行时，由于汽轮机效率达不到设计值，同一负荷所要求的主汽流量将要增加，因而高压调门开度也会随之而增加，最终导致汽轮机实际的调门开度偏离于原先的设计要求。按照表3中一台600MW机组试验热耗率偏高于设计值约3％的情况来考虑，若为了让机组在滑压运行阶段能够保持原先设计的调门开度，则机组滑压控制曲线应该适当地左移，相应地，机组定、滑压转换点的负荷需调低3％左右，即起滑点负荷需降低约1.8MW。
表3 省内各型汽轮机试验热耗率与设计保证值比较表
序号
名称
单位
额定负荷工况（THA）
某型超临界600MW机组
1
试验修正后机组热耗率
kJ/kWh
7800
2
机组热耗率保证值
kJ/kWh
7537
3
机组热耗率偏差百分比
％
3.5
某型亚临界600MW机组
1
修正后机组热耗率
kJ/kWh
7968
2
机组热耗率保证值
kJ/kWh
7746
3
机组热耗率偏差百分比
％
2.9
某型亚临界300MW机组
1
修正后机组热耗率
kJ/kWh
8065
2
机组热耗率保证值
kJ/kWh
7918
3
机组热耗率偏差百分比
％
1.9
某型200MW机组（通流改造后）
1
修正后机组热耗率
kJ/kWh
8262
2
机组热耗率保证值
kJ/kWh
8030
3
机组热耗率偏差百分比
％
2.9
某型135MW机组（通流改造后）
1
修正后机组热耗率
kJ/kWh
8208
2
机组热耗率保证值
kJ/kWh
8118
3
机组热耗率偏差百分比
％
1.1

省内一些125、200MW机组，仅完成了汽轮机中、低压缸通流改造，而未进行高压缸和高压调门的改造。对这类改造后的汽轮机而言，机组效率会提高3～5％左右，因此，机组在相同负荷点运行的主汽流量需求将有所下降。但由于高压调门的流量特性、控制方式等都没有改变，仍然按照原先的滑压控制曲线运行时，汽轮机调门开度就会小于原先滑压控制曲线设置的数值。为了保持原先滑压运行时的调门开度与主汽压力对应关系，改造后机组应该将滑压控制曲线适当地右移，即机组定、滑压转换点的负荷需相应地调高3～5％，让机组在降负荷过程中提早由定压运行转入滑压运行状态。
2.3.3 汽轮机调门工作特性变化的影响
汽轮机设计滑压控制曲线能否正常投运，必须由良好的调门流量特性来保证。在下图2中，给出了由汽轮机厂家提供的某台国产300MW汽轮机顺序阀方式下设计与试验配汽特性曲线的对比图，图中带（D）标记的一组为设计的高压调门特性曲线，图中带（T）标记的另一组则为试验的高压调门特性曲线。从图中两组曲线比较可以看出：当流量指令在40％以上时，汽轮机四只高压调门GV4、GV5、GV6、GV3相继顺序开启，其中前三只调门GV4、GV5、GV6的试验特性曲线明显高于设计特性曲线。因此，当DEH流量指令在40～90％范围内变化时，高压调门的实际开度往往会比设计值偏大。该汽轮机实际单阀切换至多阀的试验表明，确实出现了机组负荷、主汽压力大幅度扰动变化的情况。
由以上各高压调门流量特性试验的比较结果可知，汽轮机各只高压调门的实际工作特性与设计特性之间存在着一些差异。若是原封不动地照搬制造厂提供的滑压控制曲线，则必然会使汽轮机实际滑压运行的调门开度偏离原先设计的“最佳调门开度”。

图2 一台300MW汽轮机顺序阀方式下设计与试验配汽特性曲线比较图
通过试验发现，一些汽轮机存在着高压进汽压损偏大的问题，这也会对机组滑压运行控制曲线的确定造成一定的影响。
在下图3中，给出了某台600MW汽轮机按照不同的滑压运行方式进行变负荷运行过程中的高压进汽压损变化曲线。机组按照通常的“滑压A”方式降负荷的过程中，负荷降至540MW左右时转入稳定的滑压运行阶段，此时的＃1、2、3调门开度平均值约为54％，相应的＃1、2、3调门平均压损约为17％；若是采用较为优化的“滑压B”方式，机组滑压运行阶段的＃1、2、3调门平均开度约为65％，而高压调门平均压损可以降低至11％左右；若是采用试验比较的“滑压C”方式，由于调门开度已接近“三阀点”状态，机组从600MW额定负荷时就开始转入滑压运行了，调门压损则可以降低至9％左右。由此可知，采取不同的高压调门开度进行滑压运行，是与不同的高压进汽压损相对应的。

图3 一台600MW机组调门进汽压损在调门开度改变时的变化曲线
对投产运行的机组而言，实际的高压进汽压损状况可以通过专项试验来测定，但在机组设计阶段却很难掌握较为确切的调门特性数据。当高压调门实际流量特性、压损特性与设计预期之间发生较大偏差时，就会使汽轮机实际运行的定、滑压转换点以及滑压时的调门开度偏离当初的设计意图，引起机组滑压运行经济性能的下降。
2.3.4 汽轮机运行参数的偏差影响
汽轮机运行参数主要包括主汽温度、再热蒸汽温度以及凝汽器压力等，这些参数的变化会影响到机组设计滑压控制曲线的实际应用效果。其中影响最大的当属凝汽器压力。
如下图4所示为一台300MW机组凝汽器的设计特性曲线图，从图中可以看出，在流过凝汽器的循环水流量不变的情况下，随着机组负荷、循环冷却水温度的变化，凝汽器压力也作相应地改变。从图4的性能曲线中可以看出，当机组在冬季、夏季工况运行时，循环水温度从5℃升高至35℃，凝汽器100％运行负荷所对应的凝汽器压力将从3 kPa上升至11 kPa，变化幅度竟然达到8 kPa。由此表明，冬季、夏季自然环境条件的改变是引起凝汽器压力大幅度变化的主要影响因素。

图4 一台300MW机组凝汽器的设计特性曲线图
每台运行机组都会经历夏季、冬季工况的自然变更以及日常负荷的高、低变化，因而凝汽器压力会出现一定幅度的变化，对机组负荷产生影响。从一台机组的真空变化修正曲线可以查知，凝汽器压力每变化1kPa，对汽机出力的影响约为1％。以此推算，当汽轮机在冬季、夏季的凝汽器压力偏差达到8kPa时，同一负荷所对应的主汽流量需求偏差约为8％。
当凝汽器压力发生较大幅度变化时，若机组仍按照原先的滑压控制曲线运行，由机组负荷、主蒸汽压力以及调门开度这三者之间的关联关系分析可知，必然会出现汽轮机调门开度在夏季工况开大和在冬季工况关小的运行情况，从而使机组实际滑压运行方式偏离原先的设计要求。在下图5中，给出了一台600MW机组在冬季、夏季变负荷工况的高压缸效率试验比较曲线。这台机组在冬季、夏季工况的凝汽器压力差异约为4.5kPa，从图中曲线比较可以看出，该汽轮机在冬季工况的高压缸效率明显偏低于夏季工况，偏低幅度约为1.5％。由此可知，在外界环境条件改变的情况下，凝汽器压力的大幅度变化，引起汽轮机滑压运行的调门开度偏离原先设计的最佳开度，因而会对汽轮机滑压运行经济性能产生不利的影响。

图5 一台600MW机组夏季、冬季工况的高压缸效率变化曲线
2.3.5 热力系统运行状态的偏差影响
机组热力系统运行条件的变化通常包括机组对外供热、锅炉吹灰、排污以及过热器、再热器减温水的大量投运等汽水工质进出热力系统的状况，以及加热器运行状态的变化、给水泵等重要辅机的投切等。这些热力系统运行状态的变化会对机组滑压运行效果产生影响。其中影响最大的当属对外供热。随着节能减排工作的深入开展，一些电厂根据周围热用户的实际供热需求，纷纷将原先单纯发电的火电机组改为抽汽供热，实现热电联产。目前，最常见的供热接出方式为冷再热管道抽汽，这部分供热抽汽在高压缸内完成做功后就被抽出，而没有在中、低压缸内继续做功，减少了蒸汽做功量。
汽轮机在增加供热流量的情况下，若是沿用原先纯发电状态的滑压控制曲线不变，那么根据公式（1）中主汽压力、负荷与调门开度这三者之间的关联关系进行分析后可知，汽轮机必须开大调门开度才能保证增加进汽流量，由此造成了汽轮机在供热状态下的调门开度偏离原先的设计要求。而且供热抽汽的能级越高、流量越大，对机组滑压运行方式造成的偏差因素也就越显著。
以一台125MW（改造后为130MW）机组的实际试验情况为例，该电厂由两台125MW机组组成，从冷再热管道抽汽供热，两台机组之间可进行供热负荷的切换，总体上满足对外抽汽约16t/h的供热流量要求。机组原先的优化滑压运行方式是按照不供热运行状态设置的，在110MW负荷以下转入两阀滑压运行方式。当一台机组接带16t/h供热负荷、并按照原先的滑压控制曲线运行时，为了同时满足发电、供热的负荷要求，汽轮机进汽流量相应增加，原先处于全关状态的＃3高压调门也增加开启至10％左右，这会引起较大的调门节流损失，使机组运行效率也有所降低。由此表明，对外供热与否确实会对机组滑压运行状态造成一定的影响。
3 滑压运行优化的研究策略
3.1 汽轮机运行滑压寻优策略介绍
为了解决大型汽轮机实际滑压运行方式受自身工作特性以及外界运行条件改变影响而偏离设计滑压性能的问题，我们对省内125、200、300、600MW等各种容量、不同机型的汽轮机开展了大量的试验研究工作，通过对滑压运行各关联因素的研究，总结得出了大型汽轮机滑压寻优的一些研究策略。
机组滑压优化的“总策略”是：寻找和确定汽轮机“最佳滑压阀位”，并以此作为汽轮机滑压运行的主要控制参量。
从表面上看，机组滑压控制曲线，反映的是主蒸汽压力与机组负荷之间的一一对应关系，但由于机组负荷、主汽压力以及高压调门开度这三者之间存在着相互关联、相互制约的关系，所以确定机组最佳滑压控制曲线的过程，实质就是确定汽轮机高压调门开度的合理控制方式。
为了确定滑压优化“总策略”提出的“最佳滑压阀位”要求，需要通过设置机组不同滑压运行方式的试验负荷工况，采用“子策略一”——直接采用“滑压试验比较法”进行不同滑压运行曲线的经济性能比较试验，以机组热耗率结果差异程度来确定不同滑压运行方式的优劣比较。
在对机组滑压优化试验参数和结果进行分析的过程中，我们总结得出了滑压优化寻优“子策略二”——采用“滑压耗差分析法”进行滑压运行参数的匹配寻优。这种方法通过对滑压运行性能相关的一些重要运行参数的耗差分析，以总耗差收益变化情况作为滑压优化的评价依据，通过试验实例的比对，这种简化滑压寻优方法也具有较好的结果精度。
确定机组滑压优化控制曲线之后，下一步就是将其设置进入CCS控制系统进行实际应用。为了消除机组日常运行过程中出现运行参数调整、热力系统运行状态改变等因素对机组滑压运行性能的影响，我们提出了滑压优化的“修正策略”——即在机组滑压优化曲线投入运行后，为了保证滑压优化试验得到的滑压优化方式免受内、外运行条件变化的影响，对机组滑压运行控制曲线的机组负荷和主汽压力引入各项修正系数，用以消除机组如凝汽器压力等运行参数变化以及机组对外供热等热力系统运行状态等运行变化因素对汽轮机实际滑压运行性能的影响。
3.2 汽轮机运行滑压寻优“总策略”的研究
从滑压曲线的产生理论可以推论得出，求取机组优化滑压控制曲线的过程实际上就是确定“最佳滑压阀位”的过程。汽轮机按照“顺序阀方式”运行时，高压调门是逐个顺序地开启或关闭的，于是就会出现前面一只或几只调门已接近全开、而后续调门处于“将开未开”的特殊阀位，这被称为“阀点”位置。当汽轮机处于“阀点”状态运行时，调门的节流效应最小，在局部负荷变化范围内，机组效率也就较高。因此，在机组负荷下降的过程中，汽轮机由定压转为滑压运行方式时，一般应选择合理的滑压运行参数，尽量使汽轮机高压调门开度接近“阀点”位置。
汽轮机高压调门“阀点”位置的确定方法大致如下：
（1） 调门阀杆升程测量法
通过就地观察各调门阀杆升程的方法，可以确定某只高压调门处于即将开启的“阀点”位置时，其它已经开启的调门位置。对于有预启阀功能的调门，还必须事先知道预启阀升程，并以主阀开启作为“阀点”位置的确定标志。
（2） 实际试验法
实际运行机组的“阀点”，也可以通过试验来确定：汽轮机在顺序阀控制方式下，缓慢地降低机组负荷，测试各只高压调门后压力与调节级后压力的变化关系，当高压调门后压力与调节级后压力基本一致时，表明这只调门通过的蒸汽量非常小，已接近全关，这一调门开度即为“阀点”位置。相应地，通过各只调门前、后压力状况的测试，还可以知晓各只调门的实际压损状况。
（3） 查图确定法
如下图6所示，为一台国产亚临界600MW汽轮机在顺序阀方式下的配汽特性曲线图。由图中曲线可以查找得知：随着流量指令的增加，汽轮机#1、2高压调节汽门首先同时开启，当流量指令为68％时，#1、2高压调节汽门开度也为68％，此时＃3高压调门处于“将开未开”状态，这一调门开度称为“两阀点”位置；继续增加流量指令，汽轮机#3高压调节汽门开度增加，当流量指令为89％时，#3高压调节汽门开度为40～50％，此时＃4高压调门处于“将开未开”状态，这一调门开度称为“三阀点”位置。当流量指令增加至100％时，#4高压调节汽门也已完全开启，此时的调门开度称为“四阀全开”位置。

图6 一台国产亚临界600MW汽轮机在顺序阀方式下的配汽特性曲线图
一般地，一台汽轮机设有多个高压调门，当汽轮机处于“单阀方式”运行状态时，这些调门都是同时开启和关闭的，就如同一个调门的动作方式一样。因此可以通过调门开度变化试验，得出该型汽轮机调门开度变化对蒸汽节流效应的影响程度。
在一台上海汽轮机有限公司N600－16.7/538/538型亚临界、中间再热凝汽式汽轮机投产初期，我们利用汽轮机单阀运行的机会，进行了该机组不同负荷、不同阀位的运行特性试验。如下图7所示，为各个试验工况测得的高压缸效率与高压调门开度之间的关系曲线。由图中曲线变化情况可以看出，当该型汽轮机的调门开度在45％以上时，实际测得的高压缸效率基本稳定，与理想的“四阀全开”高压缸效率已十分接近；随着机组负荷的降低，调门开度在20～40％范围内，其节流效应较为明显，高压缸效率出现了较大幅度的变化；而当调门开度逐步关小至20％以下时，高压缸效率会急剧下降至70％以下，反映出高压调门处于较小开度时显著的节流效应。

图7 一台汽轮机“常规单阀”运行的高压缸效率随调门开度变化曲线图
从以上试验比较结果来看，对该型亚临界600MW机组而言，调门开度在45％左右时，高压调门的压损已经较小。因此，在设置“最佳滑压阀位”进行滑压优化比较时，可将高压调门开度45％左右作为预选的比较方案。
对各型汽轮机进行滑压优化比较试验的实践表明：在顺序阀运行方式下，汽轮机“最佳滑压阀位”可以在“阀点”附近选取，但又不等同于“阀点”位置，其中必须考虑汽轮机调门开启方式不同以及各调门之间存在“重叠度”等实际影响因素。如果汽轮机调门开启顺序为前、后各一只调门相继开启的型式，则滑压控制的调门开度应选取在前一只调门处于半开状态的“阀点”之前的开度位置；如果汽轮机调门开启顺序为前面两只调门同时开启、后一只调门接着开启的型式，则滑压控制的调门开度应选取在后一只调门未开启的“阀点”位置；如果汽轮机调门开启顺序为前面三只调门同时开启、后一只调门接着开启的型式，则滑压控制的调门开度应选取在后一只调门已部分开启的“阀点”之后的位置。选择这样的调门开度来滑压运行，可以使汽轮机处于高压调门总体节流效应较小、机组效率相对较高的运行状态。
另外，在确定“最佳滑压阀位”时，还必须兼顾到机组实际运行过程中的稳定控制要求，使各只高压调门开度在负荷波动时不至于出现大幅度晃动的情况。
3.3 “子策略一”——“滑压试验比较法”的研究
3.3.1 “滑压试验比较法”介绍
无论机组在不同滑压运行方式下的各个中间参量怎样变化，我们总是以机组最终的运行经济性最优作为衡量滑压优化运行方式是否合理的评判标准。
在滑压优化“总策略”的指导下，我们在汽轮机高压调门“阀点”位置附近选取不同的调门开度来设置不同的滑压运行曲线，选取一些典型负荷工况，安排进行不同滑压运行方式的比较试验，利用高精度的试验仪表测取机组热耗率水平，比较得出滑压方式改变引起机组热耗率变化的差异程度，并以机组热耗率最小为原则选取机组最佳的滑压优化曲线。这种通过机组热耗率试验结果的优劣比较来得到机组优化滑压运行方式的方法，简称为“滑压试验比较法”。
3.3.2 “滑压试验比较法”的应用方法
为了了解汽轮机不同调门开度滑压运行方式对机组运行性能的影响程度，我们以上海汽轮机有限公司生产的N600－16.7/538/538型亚临界汽轮机为试验对象，进行了“两阀滑压”、“三阀滑压”方式的运行性能比较试验。
如下图8所列，为该机组300～600MW负荷范围内，按照“两阀滑压”和“三阀滑压”这两种方式运行时所对应的主汽压力变化曲线。从图中曲线可以看出，“三阀滑压”运行方式的定、滑压转换