给水泵汽轮机调节系统动态特性仿真分析研究

马晓飞， 王军伟， 鲁桂明, 2

(1. 杭州汽轮机股份有限公司, 杭州 310022; 2.浙江大学工程师学院, 杭州 310058)

为提升火力发电效益、响应节能减排号召、减少厂用电份额，用小型汽轮机拖动锅炉给水泵已成为电力生产工艺流程中的主流配置方案。我国西北地区严重缺水，但风能充足，发电机组常采用空气冷凝器(简称空冷器)配置[1]。宁夏某热电厂拟建设燃煤超临界直流炉直接空气冷却机组，其配套给水泵汽轮机排汽直接进入空冷器。由于直流炉无汽包，且大风天气对空冷器的冷却效果会有很大的影响[2]，从而直接影响机组的排汽压力，导致机组运行工况变化较大，因此对给水泵汽轮机的调节系统响应特性提出了很高的要求。

笔者基于给水泵汽轮机调节系统的结构特性，对其进行分模块数学建模，利用仿真手段研究了排汽压力变化对给水泵汽轮机调节系统动态过程的影响，可为机组的调节系统设计及运行提供参考。

1 调节系统原理及结构配置

目前，给水泵汽轮机调节系统基本采用电液调节方式，其主要任务是控制给水泵汽轮机的转速，满足各个工况下的锅炉给水流量要求，其调节系统框图[3]见图1。

给水泵汽轮机的型号为NK63/56，为提高调节系统的灵敏度，采用了高压抗燃油系统。锅炉给水泵汽轮机调节系统采用了电液调节系统，该系统主要包含了数字电液(MEH)控制器、电液伺服卡、电液伺服阀、油动机、线性差动位移变送器(LVDT)、调节汽阀等，给水泵汽轮机转子为被控对象。

2 数学模型

2.1 MEH转速控制器

MEH转速控制器的算法采用了普通增强型比例、积分、微分控制算法，其传递函数G1(s)为：

(1)

式中：s为拉普拉斯算子；Kp为比例增益；Ti为积分时间；Kd为微分增益；Td为微分速率。

2.2 电液伺服阀

电液伺服阀是将电液伺服卡输出的电信号转化为油压信号的重要部件，是电液调节系统中的关键部件，该部件的可靠性将直接影响整个机组的调节性能。对电液伺服阀的微分方程进行降阶处理后得到输入电信号与油压信号之间的关系，通过无量纲折算可得其传递函数G2(s)为：

(2)

式中：Tsv为电液伺服阀时间常数。

2.3 油动机

油动机的选型配置一般有通流式和断流式。该给水泵汽轮机采用了断流式油动机结构，油动机通过杠杆支架与调节汽阀的阀杆相连。根据油动机在运动过程中力的平衡关系，通过无量纲折算，得出油动机的输入油压信号与油动机行程的传递函数G3(s)为：

(3)

式中：Tv为油动机时间常数。

2.4 给水泵汽轮机转子

根据NK63/56型给水泵汽轮机的特点，该给水泵汽轮机为纯冷凝汽轮机，调节汽阀为提板式结构。调节汽阀布置在进汽室中，调节汽阀出口直接连通汽轮机的喷嘴室，其特点是结构紧凑，且进汽室和喷嘴室的容积很小，在此情况下，调节汽阀动作时，进入给水泵汽轮机的蒸汽流量随即变化。通过分析力矩的影响因素后，利用最小偏差法和泰勒级数展开对增量方程进行处理，通过无量纲折算，得到给水泵汽轮机的转子方程[4-6]为：

(4)

式中：Ta为转子时间常数；φ为角速度增量变化相对值；λ为转子的自平衡系数；μ为油动机行程变化相对值；Ψ(t)为汽轮机给水泵的负载。

根据转子方程，可以得出转速与油动机行程关系的传递函数G4(s)为：

(5)

对调节系统各个环节进行分块建模，并在Simulink软件中进行连接仿真，得到整个调节系统仿真框图见图2。

3 排汽压力的影响分析

在该调节系统配置中，由于给水泵汽轮机的排汽直接进入空冷器，故空冷器在大风天气时，出力受到影响，直接影响了给水泵汽轮机的排汽压力，从而影响给水泵汽轮机的效率和运行工况，进而影响锅炉给水流量。

根据系统设计需求，给水泵汽轮机的进汽参数为1.094 MPa、366.2 ℃，转速为5 642 r/min，排汽压力的变化范围为12～56.5 kPa。根据热力计算原理，研究了排汽压力与理想焓降、质量流量、汽轮机内效率及质量流量变化率的关系，并通过拟合后，得到相应关系曲线(见图3)，其中：质量流量变化率为质量流量变化量与额定质量流量变化量的比；排汽压力变化率为排汽压力变化量与额定排汽压力变化量的比。

由图3可知：给水泵汽轮机的排汽压力发生变化时，首先导致进入汽轮机做功蒸汽的理想焓降发生变化(见图3(a))，使得蒸汽的做功能力发生变化；排汽压力升高导致蒸汽理想焓降逐步降低，蒸汽的做功能力下降，为维持给水泵汽轮机的出力，需要通过调节系统来调节进入给水泵汽轮机的蒸汽流量，以满足运行工况需求；蒸汽质量流量随着排汽压力的增大而增大(见图3(b))，同时也使得机组的运行工况偏离了设计工况，导致汽轮机内效率发生变化(见图3(c))；质量流量变化率与排汽压力变化率的关系呈单调递增关系(见图3(d))，排汽压力的变化越剧烈，给水泵汽轮机运行中的质量流量变化就越明显。

4 调节系统的动态仿真

该机组的空冷器由于处风口位置，常年受大风天气影响，采用空冷给水泵汽轮机搭配直流锅炉的方式，对调节系统的响应提出了很高的要求。如果在排汽压力变化时，给水流量响应跟不上系统要求，会造成锅炉水冷壁过热甚至爆管。

笔者在研究中，首先将排汽压力曲线拟合成功率曲线，然后对给水泵汽轮机调节系统的各个环节进行数学建模，利用Simulink软件平台进行仿真，得出排汽压力变化时，调节系统的输出响应曲线及锅炉给水泵功率的变化曲线，从而为系统的安全性设计提供依据。

根据对当地环境的测算，给水泵汽轮机的排汽压力变化范围为12～56.5 kPa，变化速率为10 kPa/min、12.5 kPa/min、15 kPa/min。当系统稳定运行后，假定在某个时刻，空冷器受大风影响，使得机组排汽压力升高(从12 kPa升高到56.5 kPa)，假定变化速率为10 kPa/min，所需时间为267 s。在调节系统中加入时长为267 s、斜率为0.000 955 s-1的扰动。由于排汽压力升高，为了维持给水泵汽轮机功率，需要消耗更多的蒸汽。机组在稳定工况下，从最大进汽质量流量的64.65%以0.000 955 s-1的速率升高到最大进汽质量流量的90.15%，所需时间为267 s。

排汽压力以10 kPa/min变化时，通过仿真计算得到相应参数的变化见图4。由图4可知：排汽压力以10 kPa/min变化时，调节汽阀开度响应输出则根据排汽压力扰动速率，从64.65%升到90.15%；转速最大变化量为27 r/min，当扰动量达到稳定值后，实际转速立刻反弹，在经过35 s的调整后，达到5 640 r/min，此时可认为排汽压力变化所引起的转速变化消失，系统达到新的稳定状态；给水泵功率最大变化量为86 kW，当扰动量达到稳定值后，系统经过35 s的调整，变化量缩小到8 kW，此时可认为系统达到新的稳定工况。

当排汽压力变化以15 kPa/min变化时，机组排汽压力从12 kPa升高到56.5 kPa所需时间为178 s。因此，在系统中加入时长为178 s、斜率为0.001 43 s-1的扰动。机组进汽稳定后，从最大进汽质量流量的64.65%以0.001 43 s-1的速率经过178 s后，升高到最大进汽质量流量的90.15%。

排汽压力以15 kPa/min变化时，通过仿真计算得到相应参数的变化见图5。

由图5可知：排汽压力以15 kPa/min变化时，转速最大变化量为41 r/min，当扰动量达到稳定值后，实际转速立刻反弹，在经过46 s的调整后，达到5 640 r/min，系统达到新的稳定状态；给水泵功率最大变化量为128 kW，当扰动量达到稳定值后，系统经过46 s调整后，变化量缩小到8 kW，此时可认为系统达到新的稳定工况。

5 结语

根据以上仿真结果可知：排汽压力变化以15 kPa/min变化时，机组转速变化量最大(41 r/min)，在扰动信号消失后，系统的调节时间为41 s，给水泵汽轮机功率变化量为128 kW，功率变化率(给水泵汽轮机输出功率变化量占额定功率的比)为2%，可以满足系统要求。

该系统的结构配置可以满足大风天气下对机组排汽压力的要求，为该热电厂的实际运行提供理论参考，并且对空冷器的负载变化提出了限制条件，可为国内直流锅炉搭配空冷给水泵汽轮机系统中给水泵汽轮机调节系统设计提供理论依据。