第５５卷第５期 ２０１３年ｌＯ月 汽轮机技术 Ｖ０１．５５ Ｎｏ．５ ０ｃｔ．２０１３ ＴＵＲＢＩＮＥ ＴＥＣＨＮ０Ｌ０ＧＹ ６００ＭＷ喷嘴配汽方式汽轮机调节阀特性研究 马琳，胥建群 （东南大学能源热转换及其过程测控教育部重点实验室，南京２１００９６） 摘要：在以往研究基础上对６００ＭＷ喷嘴配汽方式汽轮机调节阀特性做进一步研究。针对调节阀特性，分别从热力 特性与流量特性两方面，通过数值计算法与仿真试验法探讨调节级压比、度及蒸汽流量随调节阀动作的变化 规律，为喷嘴配汽方式汽轮机组运行优化研究提供了理论指导。 关键词：调节级；压比；流量特性 分类号：ＴＫ４７０．３ 文献标识码：Ａ 文章编号：１００１－５８８４（２０１３）０５－０３７３－０４ Ｒｅｓｅａｒｃｈ ｏｎ Ｖａｌｖｅ Ｃｈａｒａｃｔｅｒｉｓｔｉｃｓ ｏｆ ６００ＭＷ Ｎｏｚｚｌｅ Ｇｏｖｅｒｎｉｎｇ Ｓｔｅａｍ Ｔｕｒｂｎｅ ＭＡ Ｌｉｎ．ＸＵ Ｊｉａｎ—ｑｕｎ （Ｋｅｙ Ｌａｂｏｒａｔｏｒｙ ｏｆ Ｅｎｅｒｇｙ Ｔｈｅｒｍａｌ Ｃｏｎｖｅｒｓｉｏｎ ａｎｄ Ｃｏｎｔｒｏｌ ｏｆ Ｍｉｎｉｓｔｙｒ ｏｆ Ｅｄｕｃａｔｉｏｎ， Ｓｏｕｔｈｅａｓｔ Ｕｎｉｖｅｒｓｉｔｙ，Ｎａｎｊｉｎｇ ２１００９６，Ｃｈｉｎａ） Ａｂｓｔｒａｃｔ：Ｂａｓｅｄ ｏｎ ｐｒｅｖｉｏｕｓ ｒｅｓｅａｒｃｈ ｏｎ ｖａｌｖｅ ｃｈａｒａｃｔｅｒｉｓｔｉｃｓ，ｔｈｉｓ ｐａｐｅｒ ｈａｄ ａ ｆｕｒｔｈｅｒ ｓｔｕｄｙ ｗｉｔｈ ａ ６００ＭＷ ｎｏｚｚｌｅ ｇｏｖｅｒｎｉｎｇ ｓｔｅａｍ ｔｕｒｂｉｎｅ．Ｔｈｅ ｃｈａｎｇｅ ｒｕｌｅ ｏｆ ｇｏｖｅｒｎｉｎｇ ｓｔａｇｅ ｐｒｅｓｓｕｒｅ ｒａｔｉｏ，ｒｅａｃｔｉｏｎ ｄｅｇｒｅｅ ａｎｄ ｓｔｅａｍ ｍａｓｓ ｆｌｏｗ ｈａｄ ｂｅｅｎ ａｎａｌｙｚｅｄ ｆｒｏｍ ｔｗｏ ａｓｐｅｃｔｓ ｏｆ ｔｈｅｍａｌ ｃｈａｒａｃｔｅｒｉｓｔｉｃｓ ａｎｄ ｆｌｏｗ ｃｈａｒａｃｔｅｒｉｓｔｉｃｓ ｂｙ ｔｈｅ ｍｅｔｈｏｄ ｏｆ ｎｕｍｅｒｉｃａｌ ｃａｌｃｕｌａｔｉｏｎ ｃｏｍｂｉｎｅｄ ｗｉｔｈ ｓｉｍｕｌａｔｉｏｎ ｔｅｓｔ，ｗｈｉｃｈ ｐｒｏｖｉｄｅ ｔｈｅｏｒｅｔｉｃａｌ ｇｕｉｄａｎｃｅ ｆｏｒ ｔｈｅ ｒｅｓｅａｒｃｈ ｏｆ ｏｐｅｒａｔｉｏｎ ｍｏｄｅ ｏｐｔｉｍｉｚａｔｉｏｎ ｏｎ ｎｏｚｚｌｅ ｇｏｖｅｒｎｉｎｇ ｓｔｅａｍ ｔｕｒｂｉｎｅ ｕｎｉｔ． Ｋｅｙ ｗｏｒｄｓ：ｇｏｖｅｒｎｉｎｇ ｓｔａｇｅ；ｐｒｅｓｓｕｒｅ ｒａｔｉｏ；ｆｌｏｗ ｃｈａｒａｃｔｅｒｉｓｔｉｃｓ 机转速有关的不变量。但是，推导方法只适用于通流面积不 ０前言 变的中间级和末级。文献［６］取始终处于全开状态的调节阀 后喷嘴组为研究对象，利用改进后Ｆｌｕｇｇｌｅ公式计算出调节 目前，火电汽轮机组多数采用喷嘴配汽方式。负荷变化 时，顺序阀配汽的汽轮机调节阀分为完全开启与部分开启状 态。调节阀开度变化时，通过它的蒸汽流量必然会发生变 化，总的蒸汽流量也发生变化，这会影响到汽轮机调节级后 的蒸汽压力，从而使得通过处于全开状态调节阀的蒸汽流量 发生变化。这给确定顺序阀配汽方式下通过各调节阀的蒸 汽流量带来一定困难。然而，大型汽轮机负荷特性主要取决 级的临界压比的具体数值，但计算结果依赖于流量特性试验 的精度。 本文将通过数值计算法与仿真试验法探讨调节阀动作 对调节级各压比及度影响，并针对全开阀采用流量快速 计算模型，进而分析调节阀流量特性。 １调节级压比 汽轮机的调节级与中间级最大的不同之处在于，变工况 于其流量特性。因此，准确把握汽轮机的调节阀特性是实现 机组精确控制与运行优化的前提。 为了研究调节阀特性对机组的影响，国内外学者从不同 方面进行了研究。文献［１，２］从机组调节阀重叠度的角度研 过程中调节级的通流面积会发生变化。然而，调节级通流面 积的变化不是连续的，而是随着调节阀开启的个数不同呈阶 究重叠度对阀门组联合流量特性的影响，并提出一种合理重 叠度的确定方法；文献［３］通过阀门优化管理研究探讨了其 控制方法的实现；文献［４］通过试验获取机组流量特性，进而 对调节阀配汽函数进行整定，提高了汽轮机的控制精度。 关于调节阀流量特性影响方面各国学者做了大量研究。 准确获得通过每一喷嘴组的蒸汽流量，是进行流量特性试验 跃式的变化。此时，调节级中各调节阀后喷嘴与动叶的工作 状态各不相同，使得调节级压比的求取更为复杂。 １．１计算分析 当机组负荷变化，各调节阀依次动作，其中任意一个调 节阀后喷嘴或动叶出口刚达到临界状态时，称调节级为临界 工况。 关键所在，但这也同样会涉及到对调节级状态的判断与临界 压比的计算。目前，关于汽轮机中间级与末级的临界压比的 研究很多，却鲜有对调节级临界压比的探讨。文献［５］通过 理论推昱证明工级的临昱压比是只与级的结构尺寸及汽轮 收稿日期：２０１３－０４－２８ 调节级变工况计算是比较复杂的，要同时考虑两部分汽 流的工作过程，即一部分是通过全开阀的汽流，另一部分是 通过部分开启阀的汽流。另外，为了改善蒸汽的流动性能， 提高级的效率，调节级的动叶和导叶均设计有少量度， 作者简介：马琳（１９８７一），女，硕士研究生，现从事火电机组性能分析与控制方面的研究。 ３７４ 且度随工况变化而变化。 汽轮机技术 Ｐｌ１ 第５５卷 因此，根据文献［７］中调节级特性快速计算法绘制调节 级特性曲线以备查用，通过得出相关数据，进行变工况计算。 由于级数较多，背压较低，取调节级后的所有级为一个 级组，变工况下通过调节级总流量Ｇ。、调节级后压力ｐ 。与调 节级后温度 。之间满足： Ｇ ＝Ｇ 式中，ＰＯｔ！为半开调节阀后压力；Ａ ”为半开调节阀喷嘴组面 积；卢 为喷嘴流量比；Ｇｃｎ＂为喷嘴组临界流量；ｓ以为喷嘴组压 力比；系数Ａ”： √ｐｏ／∞ｏ ，对一定喷嘴组，Ａ，，为常数； ”： √丢 ㈩ 晷、ｔ ‘ ｐｎ， 式中，Ｇ ：、 分别为设计工况下通过调节级的总流量、调节 级后压力与温度。 文献［８］认为，由于弗留格尔公式推导时使用了理想气 体假定，会产生一定偏差，为了提高计算精度，则式（１）可修 正为： Ｇ－ √昔‘ 式中， 、 ：，分别为设计工况与变工况调节级后比容。文献 ［９］使用式（２）对汽轮机实际的主蒸汽流量进行了对比计 算，结论是：在滑压工况下，式（２）计算误差小于０．５％；在定 压工况下，由于喷嘴配汽调节级存在部分进汽度，计算结果 误差可超过ｌ％，但精度比式（１）有较大幅度提高。 １．１．１调节阀完全开启特性 调节阀完全开启时，通过全开调节阀喷嘴组流量Ｇ 表 示为： Ｇ －ｏ． √ Ｇ ，＝ ／ ｏ ・Ｐ等 。＝ ㈩０ ｐ。 ＝若：√ 一（薏） Ｐ１１ 式中，Ｐ。、 分别为调节阀前压力与比体积； 、 分别为全 开调节阀后压力与比体积；Ａ 为全开调节阀喷嘴组面积；卢 为喷嘴流量比；Ｇ 为喷嘴组临界流量；８ 为喷嘴组压比； 为喷嘴组临界压比，对于过热蒸汽 ＝０．５４６；系数Ａ ＝ 定喷 ＝ 。￣／ Ｐ ｏ／１３０ Ｆ２１ Ｆ＇０ 阀门全开时，由式（３），利用调节级特性曲线便可获取系 数 值并计算通过全开阀的流量Ｇ 。 将全开阀喷嘴组压比、动叶压比与临界压比相比，即能 判断出全开阀后喷嘴组与动叶的状态是否达到临界。 １．１．２调节阀部分开启特性 调节阀部分开启时，通过半开调节阀喷嘴组流量Ｇｎ＂表 示为： Ｇ ”＝Ｇｌ—Ｇ （４） Ｇｎ＂＝ ／ｐ０ ・等 Ｌ 。㈣ ｐ０ √卜（午 ） 阀门半开时，由式（Ｉ）或式（２）、式（４）及式（５），利用调 节级特性曲线便可获取系数 ”值并计算半开阀后压力Ｐ。 。 根据半开阀喷嘴组压比与动叶压比能判断出半开阀后 喷嘴组与动叶是否达到临界。 Ｉ．２计算实例 以某厂６００ＭＷ中间再热凝汽式汽轮机为例。该机组采 用顺序阀配汽，相同调节阀（ＧＶ１、ＧＶ２、ＧＶ３、ＧＶ４）。根据机 组初始参数进行数值编程计算。 机组在额定新蒸汽参数下定压运行，采用顺序阀配汽。 机组由最大负荷逐渐减小，调节阀关闭顺序为ＧＶ４一ＧＶ３一 ＧＶ２一ＧＶ１。 喷嘴组、动叶与调节级压比随各阀动作计算结果对比分 别如图１一图３所示。 丑 出 彗 螫 图１ ＧＶ４／ＧＶ３／ＧＶ２／ＧＶ１后喷嘴组压比随负荷变化趋势 丑 出 亡 幅 ２０ 图２ ＧＶ４／ＧＶ３／ＧＶ２／ＧＶ１后动叶压比随负荷变化趋势 由图１～图３可知： （１）图１：机组由最大负荷减小至额定负荷，ＧＶ４由全开 经逐渐减小至关闭，随着负荷减小，喷嘴组压比升高且始终 处于亚临界状态。此过程中，ＧＶ３、ＧＶ２、ＧＶ１全开，由于ＧＶ４ 动作影响，ＧＶ３、ＧＶ２、ＧＶ１阀后的喷嘴组压比随着负荷的减 小而降低；当机组由额定负荷继续减小至８０％额定负荷， ＧＶ２、ＧＶ１全开，ＧＶ３由全开逐渐减小至关闭，其喷嘴组压比 第５期 马琳等：６００ＭＷ喷嘴配汽方式汽轮机调节阀特性研究 ３７５ 丑 出 杠 赆 图３ ＧＶ４／ＧＶ３／ＧＶ２／ＧＶ１后调节级压比随负荷变化趋势 升高且始终处于亚临界状态。此过程中，由于ＧＶ３动作影 响，ＧＶ２、ＧＶ１后压比随着负荷的减小而降低且由亚临界达 临界状态（ＧＶ３开度－￣ｌＬ，ｂ）；负荷继续减小至４０％额定负荷， ＧＶ３已全关，ＧＶ２由全开经逐渐减小至关闭，喷嘴组压比升 高，喷嘴组变为亚临界状态。此过程中，ＧＶ１始终全开，由于 ＧＶ２动作影响，ＧＶ１后喷嘴组压比随着负荷减小而降低，并 处于临界状态。 （２）图２：动叶压比变化趋势与喷嘴组相似，但负荷减小 过程中，动叶压比高于喷嘴组压比且始终处于亚临界状态。 （３）图３：负荷减小过程中，调节级压比始终随负荷减小 而减小。喷嘴先达到临界，经计算对应调节级临界压比为 ０．５０１。此时，ＧＶ４全关，ＧＶ３部分开启，且开度很小，其后喷 嘴组、动叶均处于亚临界状态，ＧＶ１、ＧＶ２完全开启，两调节 阀后喷嘴组均达到临界。 １．３度变化分析 根据级的度定义 ，可导出： ｛（ ） ＋ｐ【 一（ ） ｃ７， 当喷嘴达到临界时： （ ） ＝（击）百 ｛（告） ［－一（ （ ［１＿（ ］ ＝Ｐ ＋（１一Ｐｅｒ）ｆ、Ｐ丝１ｏ， ｃｒ （ ） ＝［孚 ｒ ２ ㈣ 式中，Ｐ ，为调节级临界工况下的度。 该机组顺序阀（ＧＶ４一ＧＶ３一ＧＶ２一ＧＶ１）定压运行方式 下，度与调节级压比关系曲线，如图４所示。 由图４可知： （１）机组由最大负荷减小至额定负荷，ＧＶ４由全开（０ 点）逐渐减小至关闭，半开阀后级的度随调节级压比减 小而增大。ＧＶ４段在Ｍ＜１区域，调节级为亚临界工况。 （２）ＧＶ４动作过程中，ＧＶ３／Ｇｖ２／ＧＶｌ全开，受ＧＶ４动作 影响，全开阀后级的度随调节级压比减小呈ｏ６段所示 变化。机组由额定负荷逐渐减小，ＧＶ３由全开（ｂ点）逐渐减 憾 需 图４调节级压比与度关系变化曲线 小至关闭，半开阀后级的度随调节级压比减小而增大。 ＧＶ３段在Ｍ＜１区域，调节级为亚临界工况。 （３）ＧＶ３动作过程中，ＧＶ２／ＧＶ１全开，受ＧＶ３动作影 响，全开阀后级的度随调节级压比减小呈ｂｃｄ段所示变 化。ＧＶ３动作至开度很小时，全开阀ＧＶ２／ＧＶ１后喷嘴组均 达临界，度曲线交Ｍ＝１曲线于ｃ点，此时调节级压比为 临界压比。 （４）ＧＶ２由全开（ｄ点）逐渐减小至关闭，其后喷嘴组由 临界变为亚临界状态（Ｍ＜１），半开阀后级的度随调节 级压比减小而增大。ＧＶ２动作过程中，ＧＶ１全开，其后级的 度随调节级压比减小呈ＧＶ１段所示变化（Ｍ＞１）。 ２调节阀蒸汽流量 ２．１计算分析 汽轮机采用喷嘴配汽时，每个调节阀对应一个喷嘴组， 通过调节阀与相应喷嘴组的蒸汽流量相同，因此可通过计算 喷嘴组的蒸汽流量得到调节阀的蒸汽流量。 Ｇ１＝Ｇｎ ＋Ｇ ” （９） 如前所述，变工况下通过调节级总流量Ｇ 可由式（１）或 式（２）确定。然而，由于通过半开阀流量Ｇｎ＂的变化会对通过 全开阀的流量Ｇ 产生影响，通过上述数值计算可知，顺序阀 配汽方式下通过各调节阀的蒸汽流量计算复杂多样。寻求 一种简单、实用、又有一定精度的计算方法显得尤为必要。 文献［１０］在认可渐缩喷嘴的出口压力与流量呈椭圆关 系的基础上，忽略蒸汽质量体积与度变化的影响，得到： Ｇｌ Ｇ （１ｏ） 式中，右下角多加一角标…１’均表示变工况参数，下同。 式（１０）用于只有一个级构成的级组的变工况，计算时， 其误差也仅有０．７％［，］，精度很高。级的压比８ ：堕，式 Ｐ０ （１Ｏ）稍作变形可得： ３７６ 汽轮机技术 第５５卷 显然，若已知级的临界压比，即可确定变工况下通过级 的蒸汽流量。 故而，机组变工况运行，当主汽参数、调节级后压力与级 的临界压比已知时，通过调节级全开阀蒸汽流量Ｇ 可由式 际流量特性曲线修改ＧＶ３、ＧＶ４对应的配汽函数¨３ ，分别如 表１、表２所示。 表１调节阀ＧＶ３流量特性函数Ｆ （ ）参数 （１１）求得；则通过半开阀的蒸汽流量Ｇｎ＂由式（９）求得，并按 通过流量与喷嘴组的通流面积成正比将Ｇ 分配到各全开调 节阀。 ２．２计算实例 该机组顺序阀（ＧＶ４一ＧＶ３一ＧＶ２一ＧＶ１）定压运行方式 下，已知调节级临界压比为０．５０１。借助ＡＰＲＯＳ仿真平台搭 建该机组调节级模型并进行定压运行试验 ］。分别采用 数值计算法与仿真试验法，通过各调节阀的蒸汽流量结果对 比如图５所示。 、 莨 咖｛ 媛 垦 图５调节阀蒸汽流量变化曲线 由图５可知： 调节阀ＧＶ４由全开（ｏ点）逐渐关小至关闭，其蒸汽流量 逐渐减小至零，通过其它３只全开阀的蒸汽流量沿ｏ６线逐 渐增加，到ｂ点时，ＧＶ４全关。ＧＶ３由全开（ｂ点）逐渐关小 至小开度时，其蒸汽流量逐渐减小，通过其它２只全开阀的 蒸汽流量沿６ｃ线逐渐增加，Ｃ点时ＧＶ１／ＧＶ２后喷嘴组达临 界，ｃｄ段临界流量不变。ＧＶ３全关，ＧＶ２由全开（ｄ点）逐渐 关小至关闭，其阀后喷嘴组由临界变为亚临界状态，蒸汽流 量逐渐减小至零，而ＧＶ１全开且已达到临界状态，主蒸汽压 力不变时，其蒸汽流量不再发生变化。 将数值计算求取的实际流量作为流量特性校正，依据该 机组原始运行试验数据，将原流量特性曲线与实际流量特性 曲线绘于同一坐标系（比较ＧＶ３、ＧＶ４），如图６所示。 、 厦 杠 ９翼 图６配汽变化曲线 由图６知，校正前后的流量特性曲线有较大差异，校正 后同一综合流量指令下的开度变化范围为０—１０％。依据实 在进行汽轮机调速系统建模试验、机组协制调整、 一次调频功能投运，配汽方式优化等工作之前，首先应进行 汽轮机流量特性试验并进行配汽函数修正工作，可以有效提 升优化水平。 ３结论 与以往的调节阀特性研究工作不同，本文分别从热力特 性和流量特性两方面进行研究，探讨了调节阀动作过程中调 节级各压比、度及蒸汽流量变化规律，为配汽优化进一 步的分析研究工作提供了理论指导。 需要指出的是，本文所建立的数学模型与物理模型本身 的精确度与可靠性较高，但由于研究过程中未考虑部分进汽 及各调节阀间重叠度影响，因此，存在一定误差，仍有进一步 可研究空间。 参考文献 ［１］ 田松峰，史志杰，闫丽涛．汽轮机控制系统中阀门重叠度的研 究［Ｊ］．汽轮机技术，２００８，５０（６）：４４８—４５０． ［２］Ｙｏｎｇ Ｌｉ，Ｌｉ—ｋｕｎ Ｌｕ，Ｓｈａ Ｌｉｕ．Ｒｅｓｅａｒｃｈ ｏｎ Ｃａｌｃｕｌａｔｉｏｎ Ｍｅｔｈｏｄ ｏｆ Ｇｏｖｅｒｎｉｎｇ Ｓｔａｇｅ Ｏｆｆ—ｄｅｓｉｇｎ Ｃｏｎｄｉｔｉｏｎｓ ｉｎ Ｃｏｎｓｉｄｅｒａｔｉｏｎ ｏｆ Ｇｏｖｅｒ－ ｎｉｎｇ Ｖａｌｖｅ Ｏｖｅｒｌａｐ Ｄｅｇｒｅｅ［Ｃ］．ＡＰＰＥＥＣ，２０１０． ［３］ Ｇｅｒｔａ Ｚｉｍｍｅｒ，Ｆｌｏｒｉａｎ Ｃ．Ｈｉｓｓ．Ｏｎ Ｌｉｎｅａｒｉｚｉｎｇ Ｔｈｅ Ｓｔｅａｍ Ｍａｓｓ Ｆｌｏｗ Ｒｅｌａｔｉｖｅ Ｔｏ Ｔｈｅ Ｃｏｎｔｒｏｌｌｅｒ Ｏｕｔｐｕｔ［Ａ］．Ｐｒｏｃｅｅｄｉｎｇｓ ｏｆ ｔｈｅ ＡＳＭＥ ２０１１ Ｐｏｗｅｒ Ｃｏｎｆｅｒｅｎｃｅ［Ｃ］．２０１１． ［４］ 张宝，樊印龙．大型汽轮机流量特性试验［Ｊ］．发电设备， ２００９，５１（１）：４８—５０． ［５］ 王道祥，胥建群，周克毅．汽轮机级和级组临界压比计算模型 ［Ｊ］．热力透平，２００３，３２（３）：１６８—１７１． ［６］ 张宝，童小忠，顾正皓．通过试验计算汽轮机调节级临界压 比［Ｊ］．汽轮机技术，２０１２，５４（６）：４１９—４３３． ［７］曹祖庆．汽轮机变工况特性［Ｍ］．北京：水利电力出版社， ｌ９９１． ［８］ 徐大懋，邓德兵，王世勇．汽轮机的特征通流面积及弗留格尔 公式改进［Ｊ］．动力工程学报，２０１０，３０（７）：４７３—４７７． ［９］汪军，周建新，司风琪．汽轮机主蒸汽流量在线计算方法及 应用［Ｊ］．热力发电，２０１０，３９（１Ｏ）：４２—４５． ［１Ｏ］ 沈士一．汽轮机原理［Ｍ］．北京：中国电力出版社，１９９２． １ １ １］ Ｆｅｍ６ｎｄｅｚ，Ｍａｒｉｏ ６１ｖａｒｅｚ．Ａ ｎｅｗ ｍｏｄｅｌ ｆｏｒ ｔｈｅ ａｎａｌｙｓｉｓ ａｎｄ ｓｉｍｕ． １ａｔｉｏｎ ｏｆ ｓｔｅａｍ ｔｕｒｂｉｎｅｓ ａｔ ｐａｒｔｉａｌ ａｎｄ ｆｕ１１ ｌｏａｄ［．『］．Ｊｏｕｍａｌ ｏｆ Ｅｎｇｉｎｅｅｒｉｎｇ ｆｏｒ Ｇａｓ Ｔｕｒｂｉｎｅｓ ａｎｄ Ｐｏｗｅｒ，２０１ １． ［１２］胥建群，曹祖庆．汽轮机调速系统和调节级数学模型［Ｊ］．汽 轮机技术，１９９１，３１（１）：１５—２１． ［１３］刘新龙，巨林仓．ＤＥＨ阀门流量特性曲线校正［Ｊ］．汽轮机技 术，２０１１，５３（４）：２８８—２９０．
