汽轮机调速控制系统

汽轮机调速控制系统（精选8篇）

汽轮机调速控制系统 篇1

摘要：基于汽轮发电机机电液自动控制调速系统, 采用微处理器DPU为核心的, 具备CRT显示、控制操作、打印记录、系统试验等功能的独立完整的控制系统。机组的启停运行操作和监控、系统的自诊断信息等集中在操作员站的CRT画面上和键盘上, 通过键盘和CRT画面能完成所有控制操作, 及获得系统运行的各种信息。

关键词：液压调节系统,MACS-II,DEH

在火力发电过程中, 汽轮机的控制至关重要, 不仅在开车阶段要通过汽轮机的转速调发电机频率和同期, 在并网运行时更需通过控制汽轮机的驱动蒸汽量调节发电机的输出功率.中煤集团哈尔滨煤化工有限公司原汽轮机的调节保安系统是采用流量平衡原理设计的, 其调速器为脉冲泵式, 采用油压力反映转速。主汽阀之自动关闭器, 为手操开启。油动机滑阀为机械弹簧力平衡式。危急遮断器滑阀没有辅助安全油, 遮断电磁阀及手动打闸, 不控制危急遮断器滑阀。

1 DEH的组成

DEH控制系统由三大部分组成:电子控制柜硬件;控制系统软件;液力执行机构。和利时公司的DEH电子控制柜由MACS-II DCS系统中的一个现场控制站构成, 详述如下:

硬件组成:DEH是以微处理器DPU为核心的, 具备CRT显示、控制操作、打印记录、系统试验等功能的独立完整的控制系统。机组的启停运行操作和监控、系统的自诊断信息等集中在操作员站的CRT画面上和键盘上, 通过键盘和CRT画面能完成所有控制操作, 及获得系统运行的各种信息。

DEH电子控制柜由现场控制站、冗余服务器、操作员站、工程师站、通讯网络、打印机、继电器盘、操作回路和硬接线手操盘等组成。

软件组成:DEH控制装置的控制功能, 主要由软件来完成。

控制系统软件:DEH采用MACS-II系统的Windows NT作为功能码进行系统组态的软件平台, 主控单元采用QNX软件。

多任务实时控制软件:QNX软件固化在现场控制站的主控单元上, 可以完成信号转换与处理, 控制运算, 通信, 自诊断, 自动切换等功能。

I/O板级软件:固化在输入/输出 (I/O) 功能模板中, 一般仅完成信号处理、与主控单元通信等较低层次的处理功能。

2 控制回路及控制功能

DEH控制系统的控制回路及其功能, 不仅仅局限于液压转速调节系统的翻版, 而是考虑到电厂综合自动化对汽轮机调节的要求来进行设计的。此外, 由于采用了微机控制装置, 在设计思想上应尽量把对整个控制装置 (包括发讯器及执行机构) 的运行状态纳入到微机的监视范围中。基于这种考虑, 在MACS DEH中设计了如下的控制回路和控制功能, 参看图1电调系统简化方框图

2.1. 控制回路

控制回路包括:转速控制, 频率控制, 功率控制 (功控) , 调节阀门开度控制 (阀控) , 机前主汽压控制 (压控) , 汽压及真空保护控制, 防超速保护控制, 装置等。

1) 转速控制回路。转速控制回路中包括转速目标值给定, 转速变化率给定, 转速参考值给定, 转速的PI调节器, 转速测量及三取二逻辑与相应的逻辑回路, 本回路承担汽轮发电机组的转子转速控制任务。2) 功率控制回路。功率控制回路中包括目标功率值给定, 功率变化率给定, 功率参考值给定, 机组一次调频对功率参考值给定的修正, 最大功率限制及限制值给定, 主蒸汽压力变化率对功率参考值的修正, 电功率测量及二选大逻辑, 功率PI调节器, 一次调频限制及汽压修正功率给定的投切等。3) 阀门开度控制回路。阀门开度控制回路包括目标阀门开度值给定, 开度变化率给定, 开度参考值给定, 左右高压油动机开度测量及大选逻辑和开度PI调节器。4) 机前主汽压控制回路。机前主汽压控制回路包括机前主汽压给定, 主汽压测量及大选逻辑和压力PI调节器。5) 汽压及真空保护控制回路。包括汽压保护值设定PV及此设定值对实际汽压P减去一常量PV信号的跟踪, 即当汽压保护回路不投时PV始终等于P-PV。汽压保护PI调节器和汽压保护的投切回路。真空保护回路包括真空度测量, 函数变换和真空保护的投切回路。6) 防超速保护 (OPC) 控制回路。MACS DEH装置中共有三处设置了OPC保护功能, 第一处在功率放大器中, 第二处在DEH模件中, 第三处在I/O控制站主控模件中。

上述控制回路可以完成如下这些控制功能:

2.2. 系统控制功能

大范围转速闭环控制功能

自动升速控制。根据机组的四种温度状态:冷态 (t 120 c) , 温态 (120 c t 300 c) , 热态 (300 c t450 c) 和极热态 (t 450 c) , 对应设置了不同的四条升速曲线, 司机按下某一温度状态和升速“自动”按钮, 并给出启机指令 (按启机按钮) 后, 转速控制器将机组由0转/分自动提速到3000转/分, 其间, 到达暖机转速后的暖机 (如500转/分, 1000转/分) 指令, 暖机时间 (t1, t2) 设定, 暖机时间已到后的再升速和到达临界转速区 (nc) 后的冲临界加速率的切换都将自动进行, 无需司机干预, 直到机组升速到3000转/分。在自动升速过程中, 若要改变升速率, 可按相对应的按钮, 这时“自动”升速指令自动取消, 若仍要求自动, 则再按一次“自动”按钮, 使“自动”灯点亮, 这时机组按新设定的变化率升速, 其他自动功能不变。

半自动升速。转速控制回路中, 设置三档目标转速 (500转/分、1000转/分、3000转/分) 给定, 前两档为暖机转速, 后一档为额定转速。

司机设定了转速变化率和目标转速并按下“启机”按钮后, 转速控制回路将控制机组按此变化率自动升速到所预定的目标转速, 不作停留。若在低于此目标转速处要求恒速时可按“保持”按钮, “保持”按钮灯闪亮, 机组恒速暖机, 要求继续升速时, 再按一次“保持”钮, “保持”灯灭, 机组继续升速, 如是, 直到机组达到3000转/分。在临界转速区内仍自动按冲临界转速区的变化率升速, 这时按“保持”按钮无效。

超速试验。超速试验功能是用于检测液调保安控制系统中, 危急遮断器撞击子动作转速试验的。机组转速到达3000转/分后, 若需作撞击子动作转速试验, 可按下“超试”按钮和“确认”按扭, 按钮灯闪亮, 这时, 目标转速自动设定为3240转/分, 升速率自动选择为100转/分2, 并且闭锁103%nO与110%的OPC保护功能, 机组将自动升速到3240转/分后恒速, 之后, 司机可按“点动超速”按钮, 使机组继续升速, 3240转/分后的升速完全置于司机的手动操作之下, 在超速试验的升速过程中, 如果想取消本次超速试验, 可再按一次“超试”按钮, 按钮灯灭, 目标转速给定自动回到3000转/分。

发电机频率及同期控制功能。机组启动到3000转/分后, 进入定速暖机阶段, 定速暖机结束, 发电机的励磁机投入, 发电机立即有电压输出, 为了顺利并网, 此电压值, 频率和相位应与电网的一致, 其中的频率与相位是由汽轮机来调整的, 这种调整称之为同期, 同期调整有两种手段, 一种是由自动同期装置发出增、减频率的开关量信号, DEH系统中的频率给定器接受此信号来增、减机组的转速, 每收到一个脉冲, 机组增或减1转/分, 这种控制称为自动同期, 另一种是由司机观察同步表, 手动操作频率给定的增或减按钮, 从而改变发电机频率, 达到同期目的, 增或减按钮每按一次, 转速变化1转/分, 这种控制称为手动同期。

机前主蒸汽压力闭环控制功能。机前主汽压是指主汽门前的蒸汽压力。主蒸汽管道中的汽压, 取决于两个主要因素, 一是锅炉中蒸汽的单位时间的蒸发量, 一是流入汽轮机的主蒸汽流量 (取决于调节伐门开度) 。这两个量相等, 管道中的压力就稳定。

MACS DEH系统中, 设置了主汽压力闭环控制功能, 以适应锅炉故障时的机跟炉控制, 维持汽压稳定和机组的安全运行。由于锅炉的响应速度很慢。为了改善调节品质加快汽压的响应速度, 在汽压PI调节器前, 设置了汽压偏差的微分信号以增加动态放大倍数, 提高汽压动态变化的响应速度。

防超速保护控制功能。机组甩满负荷后的转速超调量是衡量调节系统器动态品质的一个十分重要的指标。MACS DEH系统对于防超速保护控制 (所谓OPC功能) 给予了十分的关注。

MACS DEH中, 设置了三重OPC保护。三层OPC保护控制中, 第二, 第三层具有智能判断功能, 第一层和第二层获得了甩负荷后的快速关闭油动机的控制。三层保护互补, 并且也具有冗余功能, 置0信号的来源也是多路的, 即使油开关跳闸信号未测到, 甩负荷后的其他反映也能使调节阀立刻关闭。

汽轮机调速控制系统 篇2

水轮机调速系统是一个液压传动系统，在长期运行过程中不可避免地会受到污染，各种污染杂质随着油液在系统循环过程中，使调速系统某些性能指标下降，严重时甚至使系统不能正常工作。水轮机调速系统大多使用的是汽轮机油，由于是开放式长管路的液压系统，因此，为了确保调速系统的正常可靠运行，延长其使用寿命，必须加强对油液污染的控制。

1.油液污染的原因

油液污染是由存在于油液中的污染物所造成的，就其状态而言，污染物有固态、液态和气态三种类型。侵入调速系统油液中的污染物主要来源于四个方面。

1.1系统内的残留污染物

（1）被污染的新的汽轮机油。在机油制造过程中，厂家都会严格执行GBL11181—94标准。但在储运过程中，尤其是用户的散装油罐或油桶中，可能会残存氧化皮、锈粒等一些杂质，在注入调速系统的操作过程中，也很容易带入金属、石英和纤维等杂质。

（2）新的调速设备往往包含一定数量的残留污染物。电站现场的管路安装设备，在装配过程中和冲洗零部件过程中，不可避免地会有一些残留物。

1.2工作期间所产生的污染物

调速器液压元件磨损产生的磨屑、管道的锈蚀、高温及高压下致使液压油发生氧化变质分解和生成沥青等杂质。

侵入污染是指周围环境中的杂质进入到调速器液压系统，使液压油受到污染。调速系统设备在使用过程中尤其是新建电站在安装初期，周围环境比较恶劣就很容易造成侵入污染。侵入污染的途径主要有以下几个方面。

（1）回油箱与大气相通的通气口。调速器液压系统工作过程中因流量变化和温度的变化，会使油箱中液位发生变化。因此，油箱上必须留有通气孔使空气进出油箱，这就造成了通气孔上空气杂质侵入。

（2）主接力器、主配压阀的阀芯及受油器密封处。接力器活塞杆密封处虽然设有密封圈和防尘圈，但防尘圈对精细污染的有效性不可能是100%的，粘附在外伸活塞杆上的附着物被带进缸内进入液压系统。

（3）维修过程中造成污染。在打开调速系统进行维修时，极有可能使砂子、金属颗粒、尘埃以及纤维等杂质侵入。正常运行的液压件，如油泵、接力器、主配压阀、比例伺服阀等都会产生少量颗粒，这些污染粒子经过“冷作硬化”硬度会更高，会进一步造成表面磨损，产生新的污染粒子。在较高的油温下，液压油发生氧化反应，生成一些胶状沉淀物对调速系统具有破坏性。

1.3进入油液的气体

水轮机调速油系统多是开放式液压系统，且压缩空气和液压油无隔离的混装在同一油罐内，空气极易进入油系统。

1.4油液中混入的水分

开放式油系统在空气湿度较大的地区，系统运行一段时间后，油液中会混入水分。在转桨式机组中，由于桨叶密封不好，也曾出现过河水直接进入油系统的状况。

2.油液污染造成的危害

调速系统油液的污染，会给系统和设备工作带来许多危害，如系统不能正常工作、加速元件磨损、设备使用寿命降低等。

（1）污染物会使调速器节流孔或阻尼孔堵塞造成系统工作不正常或不能工作，使运动中的零部件卡死造成设备不能正常运行。

（2）污染物会加速油泵、主接力器、主配压阀的磨损，引起调速系统装置内泄漏量的增加、滑动部件运动的间隙增大。如油泵转动件的间隙增大使颗粒杂质很容易嵌入间隙中，最终造成油泵噪声增大，工作效率降低，甚至使螺杆泵卡死。

（3）污染物还会引起滑阀阀芯卡死造成事故。若阀体上有颗粒杂质使得阀芯不能完全关闭阀口，当阀芯再次开启时，该颗粒会被工作介质冲走，但另外的颗粒杂质会再次进入而发生同样的问题，使得电液转换器、电液比例阀、引导阀等液压元件工作时好时坏。

（4）气体进入油液会引起系统工作不稳定，主接力器出现冲击或“爬行”，油泵出现“气穴”或“空蚀”等不正常现象而造成主配压阀振动。

（5）液压油中混入水分使油液变质，不仅腐蚀零件表面，影响密封圈的工作性能。同时降低了液压油的粘度，影响调速器液压系统的工作稳定性。

3.油液污染物的分析及测定

3.1污染物的分析

（1）光谱分析法。应用光谱学原理来确定物质的结构和化学成分的分析方法。

（2）扫描电镜法。利用高能电子束在试样上扫描而激发出各种物理信息通过对这些信息的接收、放大和显示以进行试样的分析。

（3）铁谱分析法。主要用于检测油液中与磨损过程有关的金属磨粒。

3.2油液污染物的测定

（1）重量法。以测定单位容积液压油中所含颗粒污染物的质量，通常用mg/L或mg/100L表示。其具体内容和步骤在国际标准ISO4405中已作了具体说明和规定。

（2）自动颗粒计数器法。根据其原理和类型不同又分为遮光型颗粒计数器、光散射型颗粒计数器和电阻型自动颗粒计数器。

（3）半定量污染度测定法。这种方法使用的设备简单，检测时间短，操作简便，是一种适合于电站现场油液污染分析的简易方法。根据其原理不同半定量污染度测定法又分为以下几个方面。

1）显微镜比较法。即将过滤样液制成的样片在专用显微镜下与标准污染度等级的样片进行比较便可大致确定样液的污染度等级。

2）滤网堵塞法。当污染油液通过滤网时，油液中的颗粒污染物被滤网所收集，使网膜逐渐堵塞，造成流量和压差发生变化。因此，可通过检测与流量或压差有关的参数，便可确定油液的污染度。

4.油液污染控制的一般方法

固体颗粒是调速器液压系统中危害作用最大的污染物，控制它最直接、最有效的方法，首先是在系统的适当位置，采用高效能的滤油器，不断地滤除工作中产生的和外界侵入的污染物。其次，还必须针对污染物的来源，采取各种必要的控制措施，最大限度地消除污染源，切断污染途径。

4.1液压油的过滤与净化

滤油器的安装位置及过滤精度、通流能力选择的正确与否，是调速器液压系统能否正常工作的关键所在。滤油器按其安装位置的不同分以下几种：

（1）安装在泵的吸油口。该方式主要是防止大的污染粒子进入系统，要求通油能力是泵流量数倍以上，过滤精度为50～150μm的滤油器。

（2）安装在泵的出口处或精密液压件的入口处。对系统和精密元件进行有效的保护，选择滤芯能承受相应压力、过滤精度较高的滤油器。

（3）安装在回油路上。在系统回油路中的滤油器可将侵入系统和系统内产生的污染物，在流回油箱之前滤掉，为油泵提供清洁的油液。

（4）系统外过滤是由单独的液压泵对油箱内的油液进行循环过滤，它可有效地保护调速系统内的各主要液压元件。

4.2加强调速设备的使用维护与油液的管理工作

（1）减少油液中固有的污染物。（2）防止污染物侵入系统对调速器液压系统造成侵害。

4.3提高工作油压

我国调速器油液污染控制的主要问题是技术不够普及，管理不够完善，科研成国转化为产品的周期较长等等，因此，我们必须在进行污染控制科学研究的同时，注重污染控制技术的宣传和普及工作，具体工作可从以下几个方面着手。

（1）加强污染控制重要性的宣传普及污染控制知识。

（2）采用先进技术和关键仪器设备推广先进的油液分析状态监测技术。

（3）对调速器液压系统进行主动预防性维护，以监测阀件失效的根源性参数，并及时纠正异常工况，确保设备健康的工作状态，最大限度地延长调速系统设备和元部件的使用寿命。

（4）增强电站从事油液污染控制人员的技术素质。

汽轮机调速系统常见故障分析 篇3

调速系统是汽轮机的重要组成部分, 对于汽轮机的正常运行有着重要影响。结合汽轮机调速系统的常见故障, 有针对性地采取有效措施, 全面提高检修质量和效率, 提高汽轮机调速系统的安全、稳定性。

1 汽轮机调速系统组成

汽轮机调速系统主要由液力执行机构、硬件和电子控制柜、控制系统软件共同组成。汽轮机调速系统电子控制柜由现场控制站、MACS-IIDCS系统组成[1]。调速系统微处理器DPU是DEH核心, 其是一个独立、完整的控制系统, 具有CRT显示、系统检验、打印记录、控制操作等功能。现场控制站由硬接线手操盘、冗余服务器、操作回路、继电器盘、通讯网站等组成, 系统软件主要是由DEH核心控制装置采用Windows NT的MASC-II来控制, 由QNX软件来操作主控单元, 从而实现控制运算、自动切换、自诊断、通信以及信号处理和转换等功能。

2 汽轮机调速系统常见故障处理方法

2.1 机组调速卸荷阀故障

汽轮机机组调速出现运行故障, 报警显示屏出现“汽轮机跳闸, 锅炉MFT”信号。经过检查分析, 汽轮机调速汽门卸荷阀阀芯中的O型圈在长期运行过程中受到燃油的侵蚀而发生破损, 导致卸荷阀顶部发生安全油泄露问题, 卸荷阀微开, 并且安全油阀芯并未快速开启, 使得汽轮机调速汽门油缸发生漏油问题。由于汽轮机调速汽门并未关闭, 而伺服阀流量较大, 在阀门指令信号作用下, 使得EH流量不足, 汽轮机调速系统AST油压不断下降, 最终导致汽轮机机组跳机、调速汽门关闭。针对这个问题, 应利用汽轮机机组停运机会, 全面检查所有机组阀门线圈的密封性, 及时更换质量不合格的组件, 消除安全隐患。另外, 使用其他型号的伺服阀, 将当前伺服阀替换为MDOCJ761-003型号的伺服阀, 并且用转接板进行过渡, 即使汽轮机调速系统的一只油动机损坏, MDOCJ761-003型号的伺服阀也不会影响EH系统油压[2]。

2.2 系统挂闸之后A侧中压主汽门无法自动启动

导致汽轮机调速系统油缸底部活塞出现高压油泄露问题的主要原因有:其一, 安全阀元器件自身存在缺陷;其二, AST电磁阀在启动时失电, 安全阀上部和AST电磁阀相联通使得无压回油, 杯状滑阀在油缸底端受到油压影响导致调速系统油动机各个主汽门的油缸腔和有压回油相连;其三, 主汽门电磁阀启动过程中电动机油缸活塞底部的压力油掉落。当汽轮机调速系统挂闸后, 主汽门全部开启, 经过活动电磁阀的失电试验和带电试验, 主汽门状态无变化, 这说明A侧主汽门始终处于关闭状态。这时可以拆卸A侧中压主汽门安全阀, 仔细检查, 如果安全阀已经全部进入手柄中并没有阻力, 这说明安全阀手柄螺纹过细过短, 没有按照要求旋进指定位置, 从而导致A侧中压主汽门的AST油压可以通过安全阀油孔进入有压回油。调速系统油动机底部活塞高压油经过安全阀和油压回油相通, 无法自动开启主汽门, 通过再次加工针阀手柄上的螺丝, 在装进A侧中压主汽门之后慢慢开启安全阀。

2.3 无信号输入情况下A侧GV3高压调速汽门自动打开

汽轮机调速系统在没有信号输入情况下, A侧GV3高压调速汽门自动开启, 主要原因是压力油经过滤油器流入电机伺服阀在输入GV3高压调速汽门油动机, 从而开启GV3高压调速汽门。在汽轮机调速系统正常运行条件下, 电机伺服阀没有接到输入信号, 压力油不能进入电液伺服阀, 造成电压伺服阀无法正常接收信号, 主要是由于电机伺服阀位置发生漂移, 因此要适当调整电机伺服阀机械零位。将信号源作为电机伺服阀输入信号, 电流输入要小于4MA[3], 逐步调节伺服阀机械零位, 并且在这个基础上, 关闭GV3高压调速汽门, 逐渐增加调速系统输入信号, 使汽门逐渐打开, 当调速系统汽门全部打开之后, 再逐渐降低输入信号, 关闭调速系统汽门。通过调节电磁伺服阀机械零位, 有效解决无信号输入情况下A侧GV3高压调速汽门自动打开问题。

2.4 EH油泵油压过低导致系统跳闸

汽轮机调速系统的油压变化主要是由于电机伺服阀、试验电磁阀、保护电磁阀组件等带电设备频繁动作导致的。当调速系统机组挂闸后, 油缸油压会发生变化, 经过仔细检查电机伺服阀动作异常或汽门安全阀节流孔被堵塞, EH油杂质含量较高, 这是要注意清理安全阀, 使母管上的OPC、AST和EH油压保持稳定。同时, 在调速系统机组带负载或者定速之后, 将汽轮机调节汽门全部打开, 在DEH操作界面适当调节电机伺服阀, 将挡板与衔铁喷嘴移动一边, 确保滑阀两端保持不同油压, 持续移动滑阀, 防止油口发生泄油问题。

2.5 设备部件漏油

当汽轮机油系统部件漏油时, 一方面会降低调速系统油压, 导致油动力不足, 调速系统迟缓率增大, 从而导致汽轮机调速系统晃动;另一方面, 系统部件漏油严重危害汽轮机的安全、稳定运行。汽轮机调速系统液压调节油路不平整、系统部件腐蚀或磨损严重、零部件配合间隙扩大等是造成油系统零件漏油的主要原因。结合汽轮机油系统部件漏油情况, 密切关注汽轮机油压变化情况, 必要时要将汽轮机进行停机调整, 并且对于汽轮机系统漏油要及时采用防火和堵漏措施。

3 结语

结合汽轮机调速系统的结构特点, 针对汽轮机调速系统的常见故障, 检修人员要强化安全责任意识, 有针对性地采取相应解决措施, 熟练掌握调速系统故障检修方法, 满足工业生产的日常需求, 消除一切安全隐患, 确保汽轮机调速系统安全、稳定运行。

摘要：针对汽轮机调速系统在运行、检修、安装和制造中存在的问题, 积极采取有效措施, 快速处理汽轮机调速系统常见故障。文章分析了汽轮机调速系统组成, 阐述了汽轮机调速系统常见故障处理方法。

关键词：汽轮机,调速系统,常见故障

参考文献

[1]王晓鹏.浅谈汽轮机调速系统常见故障与处理技术[J].科技创业家, 2013 (15) :74.

[2]吴作根.浅谈汽轮机调速系统常见故障及解决方法[J].中国新技术新产品, 2011 (12) :127.

汽轮机调速控制系统 篇4

1 分析方法及稳定判据[10]

研究电力系统元件对系统稳定特别是小干扰稳定性问题,可以采用时域分析方法,也可以采用频域分析方法。通过研究原动机调速系统主要参数对系统提供的附加阻尼系数及其对分界频率(boundary frequency)的影响,可以获取待研究对象对系统影响的性质及大小。

2 汽轮机调速系统的模型及简化

典型的汽轮机调节器模型如图1所示,该模型有3种基本调节方式,即阀位控制、负荷回路控制及调节压力控制。

汽轮机调速系统的PID环节中,比例放大倍数一般在0.1~2之间,积分时间常数一般大于20 s,微分环节一般退出运行,图1模型可简化成一带纯延时的比例环节来表达。

典型的液压执行机构模型如图2所示。图中,vELO为油动机过速开启系数;vELC为油动机过速关闭系数;τC为油动机关闭时间常数;τO为油动机开启时间常数。

该模型将调门开度指令PGV作为反馈信号构成闭环调节,其中液压转换PID模块中KP起主要作用,积分、微分作用较小,随着工艺的提高,汽轮机调速系统液压部分的迟滞等非线性环节不突出,该环节可以简化为带延时的一阶惯性环节来表达。

大机组基本为一次中间再热式汽轮机,其模型框图如图3所示。图中,FHP为高压缸功率比例;FIP为中压缸功率比例;FLP为低压缸功率比例;τCH、τRH、τCO为蒸汽容积时间常数。

理论及实测表明,τRH远大于τCH,对于动态稳定所关心频率范围(通常为0.1~2.0 Hz)的低频振荡,将其简化为一个只考虑高压汽室容积时间常数的环节。简化模型的传递函数可用式(1)表示:

其中,KA为放大倍数,τg为液压系统时间常数,τCH为高压汽室容积时间常数。

根据文献[7]可以得到调速系统的阻尼系数为

求解式(2),可以计算得到DG=0对应的频率fd,称之为分界频率。

3 调速系统主要参数系统稳定的影响研究

3.1 KA频率特性及对系统阻尼的影响

放大倍数KA等于转速不等率的倒数,以下分析汽轮机调速系统在不同放大倍数下的频率特性及其对阻尼系数和分界频率的影响。

取经典参数τg=τCH=0.2 s不变,放大倍数KA分别为16.7、22.2、33.3。计算得到该3组不同放大倍数下的相频曲线如图4所示(图中,曲线1、2、3分别表示KA为16.7、22.2、33.3时的曲线;后同)。

由图可见,KA的变化不影响调速系统的相频特性,单独改变KA,不会对分界频率产生影响。当KA分别取33.3、22.2、16.7这3组参数时,调速系统的分界频率均为fd=0.8 Hz(每0.1 Hz取1点),图5为汽轮机调速系统提供的附加阻尼特性(标幺值)曲线。

结果表明,附加阻尼系数(DG)的过零点是相同的,在正阻尼区域(DG>0)放大倍数越大,正的附加阻尼越大,给系统提供的正阻尼越大;负阻尼区域(DG<0),放大倍数越大,附加阻尼的绝对值越大,给系统带来的负阻尼也越多。放大倍数只改变系统阻尼的大小,不改变系统分界频率。

3.2 τg及τCH频率特性及对系统阻尼的影响

本节考虑了3组不同τg配置下的频率响应特性。取KA=22.2、τCH=0.2 s不变,τg分别为0.02 s、0.2 s、1 s,该3组参数下调速系统频率特性见图6。

随着振荡频率的增大,调速系统相位滞后加大,当参数τg由小到大变化时,系统的滞后角度具有相同的变化趋势,具有单调性。但不同参数同一振荡频率下调速系统的滞后特性有较大的差异。

不同参数下调速系统的阻尼特性曲线如图7所示。这3组参数对应的分界频率分别为0.36 Hz、0.80 Hz、2.50 Hz。

τg的变化将显著影响调速系统的幅频及相频特性以及阻尼特性。随着τg的变大,系统的分界频率逐步降低。当振荡频率低于分界频率时,调速系统提供正阻尼;当振荡频率高于分界频率时,系统提供负阻尼。不同的τg配置对分界频率的影响比较大。

在物理意义上,τCH是指汽轮机高压蒸汽管道容积时间常数,简化模型中,仅考虑了一个高压缸做功的情况。τCH的大小直接关系着高压缸出力的变化。与τCH相关的传递函数模型为1/(1+τCHs),该模型与1/(1+τgs)具有相同的形式,τCH对系统阻尼的影响分析与τg对系统的影响相同,不同的是2个参数的取值范围有差异。

当振荡频率在分界频率附近时,附加阻尼系数DG很小,此时调速系统提供的附加阻尼接近于0,对系统的影响较小。

3.3 非线性环节对系统阻尼的影响

汽轮机调速系统的非线性环节主要有死区、纯延时、限幅等。它们对调速系统的频率特性及阻尼特性均有影响,以纯延时环节的影响为大。

纯延时环节可以用式(4)表示:

其中,τ为延时时间常数,根据计算得知,对于频率1.0 Hz左右的振荡,纯延时环节引起的相位滞后为72°,该环节对分界频率有很大的影响,考虑原动机调速系统对电力系统稳定的影响时,纯延时环节是不能忽视的。

4 小干扰分析和时域仿真计算[11,12,13]

仿真工具为电力系统仿真计算软件PSD-BPA,在IEEE 90系统框架上进行时域仿真以及小干扰分析,故障类型为1号发电机对应线路侧三相瞬时短路故障。研究的3机系统的故障类型相同,采用相同的原动机调速系统模型参数,计算中采用了六绕组发电机模型、数字式电液调速系统及自并励励磁系统,励磁系统及调速系统采用实测参数,发电机参数部分采用设计值。

在图8模型基础上研究原动机调速系统主要参数对阻尼特性的影响,篇幅所限,只列出不同放大倍数下的小干扰计算结果和时域仿真曲线。频域计算采用BPA-SSAP小干扰程序计算特征值及特性向量,时域仿真分析包含不考虑调速系统和考虑2组不同放大倍数下调速系统在故障下的发电机功角(1号发电机为参考机)及有功功率振荡曲线,KA分别取33.3、16.7。一个n机系统对应有n-1个机电振荡模式;对于3机系统,相应地有2个机电振荡模式,这2个模式的特征值计算结果如表1和表2所示。

表1中,放大倍数KA=16.7时,相比于无调速系统,阻尼比分别降低0.014 0和0.011 8;KA=33.3时,阻尼比分别降低0.027 3和0.023 0,调速系统给系统提供的是负阻尼,随着放大倍数的增大,提供的负阻尼越多。表2中,放大倍数KA=16.7时,相比于无调速系统,阻尼比分别提高了0.006 5和0.0047;KA=33.3时,阻尼比分别提高0.012 1和0.007 6,调速系统给系统提供的是正阻尼,随着放大倍数的增大,提供的正阻尼越多。

对应地,时域仿真中发电机2的功角摇摆曲线如图9、10所示(图中,曲线1、2、3分别表示无调速、KA=16.7、KA=33.3这3种情况下的仿真曲线)。

频域小干扰计算结果与时域分析结论吻合。多机系统研究还表明,调速系统对电力系统动态稳定的影响与机组对某个振荡模式的相关程度有关。

5 结论

汽轮机调速控制系统 篇5

合山电厂采用2台330 MW火电机组,汽轮机是北众汽轮机厂的N330-17.75/540/540单轴、一次再热、三缸双排汽、纯凝汽式汽轮机,数字电液控制系统(DEH)原来是新华XDPS400DEH-Ⅲ型控制系统,2010-2011年已将2台机组升级至DEH-V型。2011年11月,完成2台机组的汽轮机调速系统建模试验,试验主要分为静态试验和动态试验2个部分。

1 静态试验

1.1 PID环节的参数校核与测试

对DEH转速、功率PID、CCS协调控制PID调节器的PID参数进行测试校核,对伺服卡的PID环节进行测试。对转速、功率、CCS调节器的PID参数校核比较简单,可以在逻辑组态中查出其PID参数,只需测试1遍进行比对即可。但伺服卡的PID环节只能通过输入输出值进行测试才能得到数值。伺服卡PID测试方法是从零逐渐增加伺服卡的指令,记录伺服卡输出值,利用这些数据对其PID环节进行计算(如图1所示)。

1.2 调门动作速度的测试

调门动作速度的测试主要是测试汽轮机调门开关的快慢。测试方法是通过对汽轮机挂闸后,分别将阀门指令调为100%～0%,0%～100%;100%～50%,50%～100%;55%～50%,50%～55%(100%代表全开,0%代表全关),同时对其动作时间进行记录。

1.3 速度变动率和迟缓率的测试

速度变动率和迟缓率都是汽轮机调节系统的重要指标。所谓速度变动率,就是汽轮机空负荷时所对应的最大转速Nmax与额定负荷对应的最小转速Nmin之差,与额定转速n0的比值,也可称为调节系统的速度变动率或速度不等率,通常用δ表示,即δ=(Nmax-Nmin)/n0。速度变动率和迟缓率如图2所示。

注：DEH数值——词服卡输入指令;_P～～LVDT的反馈高选值;S值——词服卡输出的电压值。

当电网频率变化时,引起的负荷变化与机组调节系统速度变动率成反比。即当外界负荷变化时,速度变动率越大,分给该机组的负荷变化量就越小,反之则越大。从自动调节原理的角度讲,它相当于调节系统的比例带,既反映了一次调频能力的强弱,又表明了稳定性的好坏。但对于DEH系统来说,速度变动率是通过软件实现的,合山电厂的速度变动率设置为5%。

迟缓率是由于调节系统各部套间的联系部分存在间隙、摩擦力及错油门存在重叠度,使机组在加负荷和减负荷过程中,静态特性曲线不重合,中间存在带状宽度的不灵敏区(如图3所示)。

1.4 主要参数测量环节测试

该项主要对转速、功率、LVDT等影响调试系统稳定运行的重要信号的测量环节进行测试,测试其测量精确度、稳定度、实时性等。

2 动态试验

2.1 变负荷试验

该试验是在投入功率回路的情况下,将负荷从60%加至100%的额定负荷(190～330 MW),负荷间隔为10 MW。试验期间,主汽压力温度、再热蒸汽压力和温度、凝汽器真空等参数基本为额定值。主蒸汽压力偏差不超过额定值的±1%,主蒸汽温度偏差不超过±5℃,每个工况稳定运行5～10 min,测试机组在不同工况范围从一个工况到另一个工况的过程特性,并记录一些相应的主要参数。

2.2 汽轮机阀门开度扰动试验

该试验是检测机组对阀门开度的一个阶跃响应,DEH处于阀控方式时,在维持燃料量的情况下,将阀门瞬间开大或关小检测其负荷、总阀位指令、汽包压力、主汽压力、调节级后压力、冷端再热压力、热端再热压力、中排压力的变化规律。

2.3 负荷扰动试验

负荷扰动试验是动态试验中最重要的项目,因为负荷扰动是机组运行时最常出现的情况,该试验分为阀控方式、功控方式、CCS方式3种。

2.3.1 阀控方式下的负荷扰动试验

阀控方式是DEH功率回路切除,直接用流量指令控制阀门开度,从而控制负荷大小。阀控方式下的负荷扰动试验如图4所示。

在负荷稳定时,一次调频回路中给1个8～12 r/min的扰动(速度不等率设定为5%,即频差与负荷的对应关系为0.454 5 r/MW),调门快速开启或关闭,增大或减小负荷,记录系统各主要参数变化情况。

2.3.2 功控方式

功控方式是DEH将功率回路投入,试验方法与阀控方式下相同。功控方式如图5所示。

2.3.3 CCS方式

CCS方式是DEH将切阀控方式,投入锅炉主控,汽机主控,由协调控制的锅炉、汽机控制器进行协调控制。试验方法与阀控方式下相同。CCS方式如图6所示。

2.4 甩负荷试验

甩负荷试验是机组正常运行并带一定负荷,突然解列发电机,负荷甩到零。甩负荷相当于机组最大的一个扰动。合山电厂的甩负荷试验是带164 MW负荷进行的,甩负荷试验如图7所示。

评价一个调节系统主要看3个指标,就是稳、准、快。从图7中很明显地看出,甩负荷以后转速曲线是一个衰减振荡过程,最后稳定在300 r/min左右,说明机组特性稳定;其最大转速为3 105.6 r/min,其超调量为105.6 r/min,远远小于额定转速为7～9%的要求,精确度较高;其8点50分33秒甩负荷,8点51分19秒转速恢复到静差内,46 s系统处于稳定工况,快速性也较好。

3 总结

本文对合山电厂的建模试验进行了简单的分析,主要是静态和动态两个部分。静态试验有以下主要任务:一是通过对控制器原理进行分析,获取其控制结构及相关控制参数设置,如转速不等率、死区、PID参数、限幅环节设定值等,即获得控制器的模型参数;二是通过阀门指令扰动试验(阶跃信号扰动),测量伺服执行机构的动态特性参数,如电液转换模块参数、阀门开关时间(含正常开关及快速开关)、阀位反馈通道的惯性时间等,同时对控制器参数的正确性进行校验。动态试验的任务主要是获取汽轮机本体的模型参数,如各蒸汽容积环节惯性时间、转子飞升时间常数等。频率扰动试验即在频率反馈回路或设置通道处施加阶跃扰动;负荷扰动则是在负荷指令设置通道施加阶跃信号。这2种试验均可进行汽轮机各蒸汽容积环节参数的测试,同时也可验证机组控制器参数的准确性。甩负荷试验的主要目的是测试转子飞升时间常数,由于此参数对机组动态特性影响很大,因此需实际测量。

摘要：文章介绍了调速系统模型参数的一些基本概念及建模试验的方法、过程,分析了合山电厂330MW机组汽轮机调速系统建模测试的结果。

关键词：汽轮机,调速系统,建模,试验

参考文献

汽轮机调速控制系统 篇6

随着电力系统互联规模的增大,低频振荡的问题越来越突出。电力系统低频振荡主要是机电模式的振荡。文献[1]发现励磁系统有可能削弱机组的阻尼转矩,甚至导致阻尼转矩为负。因此,负阻尼机理广泛应用于低频振荡分析和抑制方法研究[2,3,4,5,6,7]。但是,在系统实际运行中还存在负阻尼机制无法解释的低频振荡现象,如文献[8]所述中国河北南网安保线上多次发生的等幅低频振荡。由此,文献[8,9]提出了低频振荡的共振机理。文献[10,11]分析认为,原动机侧的外界振荡扰动与系统固有频率接近或相同时会引起共振。文献[12]发现,当电网侧出现扰动时,由于汽轮机组功率—频率调节采用机端有功信号,因此,实际控制方式由反馈变为前馈方式[13],使机械功率阻尼降低并出现共振频率点。当电网侧振荡扰动接近共振频率时,会引起汽轮机组机械功率大幅振荡,进而引起低频振荡。

在发电机稳定控制方面,虽然各种新理论的研究很多,但实际应用并不理想。在励磁侧配有电力系统稳定器(power system stabilizer,PSS)后,若仍然发生低频振荡,现场可采用降出力的办法。但该办法抑制振荡耗费时间长,且会改变系统运行方式,容易导致系统解列。此外,现场运行经验表明,改变控制方式、系统结构和参数可能使振荡平息。文献[14]阐述了某厂在发生低频振荡时,通过改变调速系统控制方式,将闭环控制改为开环控制,使振荡平息的过程。为保证发电机的稳定性,一些发电厂甚至在正常运行时,也将调速控制系统的反馈回路断开,不将一次调频功能投入[15]。

其实,每种控制方式都有其控制目的。功率反馈、频率反馈和压力级反馈对保证一次调频和二次调频精度、线性度和及时性都有作用。只有通过对每种控制方式的阻尼特性和频率特性进行分析,才能在改变系统控制方式以抑制低频振荡时,做到有的放矢。

因此,本文对汽轮机组调速系统的3种控制方式进行了阻尼特性和频率特性分析,提出了控制方式在线调整策略,以便有效地抑制低频振荡。

1 数字电液调速系统的控制方式

一次调频要求汽轮机具有快速功率响应特性和较好的功率—频率线性调节特性。故现代大型机组调速系统普遍采用数字电液(DEH)调速控制系统。

近代高参数大容量机组普遍采用单元制中间再热,调速控制系统增加了调节级压力反馈控制回路和功率反馈控制回路,并结合前馈比例—积分(PI)校正[16,17,18],以使汽轮机输出功率能准确、快速地跟随给定值。但由于现实中汽轮机机械功率Pm测量困难,一般采用发电机出口有功功率Pe代替[17,18]。控制系统原理如图1所示[16]。图中,ωr为转速设定值,ωm为转速实际输出值。

图1中,汽轮机转速为主被调量,调速级压力为副被调量。频差放大器、发电机有功调节器和PI1控制器构成主控制回路,调速级压力调节器和PI2控制器构成副控制回路。

实际运行中,系统的虚拟开关由软件实现,开关K1和K2的指向可提供不同的运行方式,即K1与K2全部闭合,为串级PI控制方式;K1闭合而K2断开,为单级PI1控制方式;K1断开而K2闭合,为单级PI2控制方式。

2 避开共振频率点的控制思路

以上控制方式从热工控制的角度出发,主要控制目标是使汽轮机输出功率和转子频率跟随给定值。为与负荷平衡,考虑了有差调节。但是,从电力系统稳定运行的角度,则要求汽轮机输出机械功率能及时跟随电网侧负荷的变化。

当系统负荷变化时,先造成发电机有功功率的变化,然后因机械功率和电功率不平衡才引起转速变化。所以,此时调速系统中的Pe成为前馈输入信号而不是反馈信号,Pm随其变化而变化[12,14]。

若电网侧某扰动源引起的低频振荡传递到机端,使机端Pe低频振荡,由于控制方向改变,ΔPe有可能通过调速系统激起汽轮机ΔPm共振(ΔPm是ΔPe的几倍振幅),使转子的不平衡力振荡力矩迅速增大,转子大幅振荡[12]。造成这种情况的原因是Pe→Pm控制方向的共振频率与扰动频率接近或相同。

在抑制上述机理的低频振荡时存在2个问题:为满足二次调频功能以及一次调频静态调节特性,不宜改变调速系统原有的结构;另外,为保持正常的一次调频静态调节特性和抗高频干扰,电功率测量回路设计成低通信道,即无法阻止低频振荡信号进入前馈通道。

为此,本文的思路是:通过改变DEH调速系统的控制方式,来改变Pe→Pm控制方向的系统机构和特征值,从而改变共振频率点,避免ΔPm和ΔPe共振。由于调速级压力和机端ΔPe都是副被调量,故可通过开关K1和K2的闭合改变辅助控制方式,从而改变Pe→Pm的特征值及固有频率。同时保留了原有的闭环“调速”功能。

下面,分别依托简化模型和典型模型,对串级PI、单级PI1和单级PI2这3种控制方式的阻尼特性和频率特性进行分析,研究共振频率的分布特点,以便振荡时采取合适的控制方式。

3 简化模型的阻尼和频率特性分析

3.1 串级PI控制系统的阻尼和频率特性分析

根据图1,汽轮机DEH控制系统的简化系统如图2所示。

图中:Gc1(s)=Kp1和Gc2(s)=Kp2分别为主、辅控制器,为降低回路阶数,只使用比例环节;Gv(s)=Kv,为伺服系统;GCH(s)=1/(1+TCHs),为高压容积;GRH(s)=1/(1+TRHs),为再热与低压容积;Gσ(s)=1/(Tσs),为转子模型;ΔPe为电功率扰动;ΔPm为机械功率输出。令

$G{}_{\text{Ο}}=\frac{G{}_{\text{c}2}G{}_{\text{v}}G{}_{\text{C}\text{Η}}}{1+G{}_{\text{c}2}G{}_{\text{v}}G{}_{\text{C}\text{Η}}}(1)$

以扰动ΔPe为输入,ΔPm为输出。则有

$-[(\text{Δ}{\rm P}{}_{\text{m}}-\text{Δ}{\rm P}{}_{\text{e}})G{}_{\text{σ}}+\text{Δ}{\rm P}{}_{\text{e}}]G{}_{\text{c}1}G{}_{\text{Ο}}G{}_{\text{R}\text{Η}}=\text{Δ}{\rm P}{}_{\text{m}}(2)$

为了直接推导出系统的主要振荡模式,须先进行系统降阶。因TCH相比于TRH和Tσ较小,可将此环节降阶,即TCH=0。则将各元件模型代入式(2),得到串级PI控制的简化系统模型为:

$\frac{\text{Δ}{\rm P}{}_{\text{m}}(s)}{\text{Δ}{\rm P}{}_{\text{e}}(s)}=\frac{{\rm K}{}_{\text{p}1}{\rm K}{}_{\text{m}}(1-{\rm T}{}_{\text{σ}}s)}{{\rm T}{}_{\text{σ}}{\rm T}{}_{\text{R}\text{Η}}s{}^2+{\rm T}{}_{\text{σ}}s+{\rm K}{}_{\text{p}1}{\rm K}{}_{\text{m}}}(3)$

式中:

${\rm K}{}_{\text{m}}=\frac{{\rm K}{}_{\text{p}2}{\rm K}{}_{\text{v}}}{1+{\rm K}{}_{\text{p}2}{\rm K}{}_{\text{v}}}(4)$

可得串级PI控制的系统无阻尼自然频率ωc和阻尼比ζc分别为:

$\begin{array}{l}\omega {}_{\text{c}}=\sqrt{\frac{{\rm K}{}_{\text{p}1}{\rm K}{}_{\text{m}}}{{\rm T}{}_{\text{σ}}{\rm T}{}_{\text{R}\text{Η}}}}(5)\\ \zeta {}_{\text{c}}=\frac{1}{2}\sqrt{\frac{{\rm T}{}_{\text{σ}}}{{\rm K}{}_{\text{p}1}{\rm K}{}_{\text{m}}{\rm T}{}_{\text{R}\text{Η}}}}(6)\end{array}$

若$\zeta {}_{\text{c}}<\sqrt{2}/2$,则ΔPe和ΔPm的共振频率ωx为:

$\omega {}_{\text{x}}=\omega {}_{\text{c}}\sqrt{1-2\zeta {}_{\text{c}}^2}=\sqrt{\frac{{\rm K}{}_{\text{p}1}{\rm K}{}_{\text{m}}}{{\rm T}{}_{\text{σ}}{\rm T}{}_{\text{R}\text{Η}}}-\frac{1}{2{\rm T}{}_{\text{R}\text{Η}}^2}}(7)$

由图2可得:

$(\text{Δ}{\rm P}{}_{\text{m}}-\text{Δ}{\rm P}{}_{\text{e}})\frac{1}{{\rm T}{}_{\text{σ}}s}=\text{Δ}\omega (8)$

将式(3)代入式(8),可得

$\frac{\text{Δ}\omega }{\text{Δ}{\rm P}{}_{\text{e}}}=\frac{-{\rm T}{}_{\text{R}\text{Η}}s-({\rm K}{}_{\text{p}1}{\rm K}{}_{\text{m}}+1)}{{\rm T}{}_{\text{σ}}{\rm T}{}_{\text{R}\text{Η}}s{}^2+{\rm T}{}_{\text{σ}}s+{\rm K}{}_{\text{p}1}{\rm K}{}_{\text{m}}}(9)$

由式(3)和式(9)可见,Δω与ΔPm具有相同的自然频率、阻尼比和共振频率。

以上分析表明,若$\zeta {}_{\text{c}}<\sqrt{2}/2$,则存在共振频率ωx。在该频率的ΔPe扰动下,汽轮机机械功率ΔPm会因共振而增大,进而引起转速振荡Δω增大。

3.2单级PI1控制系统的阻尼和频率特性分析

图1中,当只有PI1控制器起作用时,得到图3所示单级PI1控制系统,其他环节与串级PI控制系统相同。

以扰动ΔPe为输入,ΔPm为输出。则有

$-[(\text{Δ}{\rm P}{}_{\text{m}}-\text{Δ}{\rm P}{}_{\text{e}})G{}_{\text{σ}}+\text{Δ}{\rm P}{}_{\text{e}}]G{}_{\text{c}1}G{}_{\text{v}}G{}_{\text{R}\text{Η}}G{}_{\text{C}\text{Η}}=\text{Δ}{\rm P}{}_{\text{m}}(10)$

近似令TCH=0,将各元件模型代入式(10),得到单级PI1控制的简化系统模型为:

$\frac{{\rm P}{}_{\text{m}}(s)}{{\rm P}{}_{\text{e}}(s)}=\frac{{\rm K}{}_{\text{p}1}{\rm K}{}_{\text{v}}(1-{\rm T}{}_{\text{σ}}s)}{{\rm T}{}_{\text{σ}}{\rm T}{}_{\text{R}\text{Η}}s{}^2+{\rm T}{}_{\text{σ}}s+{\rm K}{}_{\text{p}1}{\rm K}{}_{\text{v}}}(11)$

由式(11)可知,单级PI1控制的系统无阻尼自然频率ωc1和阻尼比ζc1分别为:

$\begin{array}{l}\omega {}_{\text{c}1}=\sqrt{\frac{{\rm K}{}_{\text{p}1}{\rm K}{}_{\text{v}}}{{\rm T}{}_{\text{σ}}{\rm T}{}_{\text{R}\text{Η}}}}(12)\\ \zeta {}_{\text{c}1}=\frac{1}{2}\sqrt{\frac{{\rm T}{}_{\text{σ}}}{{\rm K}{}_{\text{p}1}{\rm K}{}_{\text{v}}{\rm T}{}_{\text{R}\text{Η}}}}(13)\end{array}$

若$\zeta {}_{\text{c}1}<\sqrt{2}/2$,则ΔPe和ΔPm的共振频率ωx1为:

$\omega {}_{\text{x}1}=\omega {}_{\text{c}1}\sqrt{1-2\zeta {}_{\text{c}1}^2}=\sqrt{\frac{{\rm K}{}_{\text{p}1}{\rm K}{}_{\text{v}}}{{\rm T}{}_{\text{σ}}{\rm T}{}_{\text{R}\text{Η}}}-\frac{1}{2{\rm T}{}_{\text{R}\text{Η}}^2}}(14)$

同理,可证明该控制方式下Δω与ΔPm具有相同的自然频率、阻尼比和共振频率。

3.3单级PI2控制系统的阻尼和频率特性分析

图1中,当只有PI2控制器起作用时,得到图4所示单级PI2控制系统,其他环节与串级控制系统相同。

以扰动ΔPe为输入,ΔPm为输出。则有

$-(\text{Δ}{\rm P}{}_{\text{m}}-\text{Δ}{\rm P}{}_{\text{e}})G{}_{\text{σ}}G{}_{\text{Ο}}G{}_{\text{R}\text{Η}}=\text{Δ}{\rm P}{}_{\text{m}}(15)$

则以扰动Pe为输入,Pm为输出的闭环传递函数为:

$\frac{\text{Δ}{\rm P}{}_{\text{m}}(s)}{\text{Δ}{\rm P}{}_{\text{e}}(s)}=\frac{{\rm K}{}_{\text{m}}}{{\rm T}{}_{\text{σ}}{\rm T}{}_{\text{R}\text{Η}}s{}^2+{\rm T}{}_{\text{σ}}s+{\rm K}{}_{\text{m}}}(16)$

故单级PI2控制的系统无阻尼自然频率ωc2和阻尼比ζc2分别为:

$\begin{array}{l}\omega {}_{\text{c}2}=\sqrt{\frac{{\rm K}{}_{\text{m}}}{{\rm T}{}_{\text{σ}}{\rm T}{}_{\text{R}\text{Η}}}}(17)\\ \zeta {}_{\text{c}2}=\frac{1}{2}\sqrt{\frac{{\rm T}{}_{\text{σ}}}{{\rm K}{}_{\text{m}}{\rm T}{}_{\text{R}\text{Η}}}}(18)\end{array}$

若$\zeta {}_{\text{c}2}<\sqrt{2}/2$,则ΔPe和ΔPm的共振频率ωx2为:

$\omega {}_{\text{x}2}=\omega {}_{\text{c}2}\sqrt{1-2\zeta {}_{\text{c}1}^2}=\sqrt{\frac{{\rm K}{}_{\text{m}}}{{\rm T}{}_{\text{σ}}{\rm T}{}_{\text{R}\text{Η}}}-\frac{1}{2{\rm T}{}_{\text{R}\text{Η}}^2}}(19)$

同理,可证明该控制方式下Δω与ΔPm具有相同的自然频率、阻尼比和共振频率。

3.43种控制方式的阻尼和频率特性比较分析

现比较分析3种控制方式的阻尼比。由式(7)、式(13)和式(18)可得:

$\zeta {}_{\text{c}2}>\zeta {}_{\text{c}}>\zeta {}_{\text{c}1}(20)$

由线性单自由度系统的强迫阻尼振荡理论可知,阻尼比必须小于$\sqrt{2}/2$才有共振频率,且振幅放大倍数随阻尼比变小而增大。因此,从阻尼角度,单级PI1控制最容易出现共振,且振幅比最大,单级PI2控制最不容易出现共振,且振幅比最小,串级PI控制居中。

一般情况下,Kp1与Kv的取值都远大于1。由式(4)可知Km小于但接近1。因此,由式(7)、式(14)和式(19)可得:

$\omega {}_{\text{x}1}>\omega {}_{\text{x}}>\omega {}_{\text{x}2}(21)$

即单级PI1控制共振频率最高,单级PI2控制共振频率最低。

若发生共振,带宽B为:

$B=2\zeta \omega {}_{\text{c}}(22)$

式中:ζ为阻尼比。

将式(5)和式(6)、式(12)和式(13)、式(17)和式(18)分别代入式(22)。得到串级PI、单级PI1和单级PI2控制的带宽为:

$B{}_{\text{c}}=B{}_{\text{c}1}=B{}_{\text{c}2}=\frac{1}{{\rm T}{}_{\text{R}\text{Η}}}(23)$

再热低压容积时间TRH较长,约10 s。故共振带宽较小,约0.1 rad/s。说明避开共振频率后振幅衰减迅速。

因此,发生共振时的调整策略是:通过切换控制方式,避开共振频率点,即可使振荡迅速减小。

4 典型模型的阻尼和频率特性

考虑典型模型、参数时,汽轮机调速控制系统为高阶系统。汽轮机模型采用3阶模型[19]:

$\frac{{\rm P}{}_{\text{m}}}{\mu }=\frac{1}{1+{\rm T}{}_{\text{C}\text{Η}}s}[f{}_1+\frac{1}{1+{\rm T}{}_{\text{R}\text{Η}}s}(f{}_2+\frac{f{}_3}{1+{\rm T}{}_{\text{C}\text{Ο}}s})2〗(24)$

式中:高压容积GCH=1/(1+TCHs);再热容积GRH=1/(1+TRHs);低压容积GCO=1/(1+TCOs);TCH=2 s;TRH=8 s;TCO=0.5 s;f1∶f2∶f3=0.3∶0.4∶0.3。

转子的传递函数为Gσ=1/(Tσs),Tσ=10 s。

调速系统模型参数[19]如下:PI1控制器为Kp1+1/(TI1s),Kp1=2.9,TI1=2 s;PI2控制器为Kp2+1/(TI2s),Kp2=1,TI2=0.55 s;电液转换器Ge=1/(1+Tes),Te=0.05 s;油动机Gs=1/(1+Tss),Ts=0.02 s;继动器G1=1/(1+T1s),T1=0.02 s;调节限制μmax=0.7,调差系数δ=5%。

在ΔPe扰动下,3种控制方式的ΔPm阶跃响应如图5所示,ΔPm幅频特性如图6～图8所示。

图5表明,单级PI1控制方式的阻尼最小,单级PI2控制方式的阻尼最大,串级PI控制阻尼居中,与第3节中简单模型得到的分析结果(式(20))是一致的。

由图6～图8可见,单级PI2控制的共振频率小于0.1 Hz,相对较小;由图6和图8可见,串级PI控制与单级PI1控制方式的共振点接近,在0.25 Hz左右,在常见的低频振荡范围内。3种控制方式的共振频率分布规律与第3节简单模型的分析结果(式(21))是一致的。

若发生强迫共振时,单级PI1控制方式的放大倍数|ΔPm/ΔPe|最大,达2.7倍左右;单级PI2控制方式的最小,约1.3倍;串级PI控制的居中。与前面阻尼分析的结果是吻合的。

5 共振抑制策略

单级PI1控制方式和串级PI控制方式的共同点是都有电功率反馈通道。在电网侧扰动瞬间和振荡过程中,给定值并未改变,机械功率的波动是由电网侧电功率扰动输入引起的。所以,该通道其实是电网侧扰动的前馈输入通道,控制方向和结构的变化,导致阻尼降低。由前面分析可知,若电网侧功率的扰动频率与共振频率相同(或接近时),机械功率出现大幅共振,导致转子不平衡功率增大,进而引起转速振幅增大。而且,为保证机械功率跟随给定值的稳态控制精度,电功率反馈通道必须为低通通道,无法阻断电网侧的低频扰动信号。

单级PI2控制避免了电网侧低频扰动信号的直接引入,转子惯性削弱了ΔPe扰动的影响。因此,由前面分析可知,对ΔPe扰动的阻尼较大,且共振频率一般不在低频振荡范围。由图7可见,单级PI2控制的共振频率为0.092 3 Hz,且带宽很小。

因此,共振抑制策略是:在正常的串级PI或单级PI1控制时若发生大幅振荡,则通过在线切换开关K1和K2,将控制方式切换到单级PI2方式,既可保留转速控制回路,保持稳定转速,又能有效地避开共振点,降低转子振幅。

假设5 s时,有大小为0.1(标幺值)、频率为0.25 Hz的振荡扰动ΔPe;在47 s时,分别将串级PI和单级PI1控制方式切换成单级PI2控制方式。切换前后,ΔPm和转速Δω的振荡情况如图9和图10所示。

由图9和图10可见,在此频率的ΔPe扰动下,串级PI和单级PI1控制方式因发生共振,ΔPm振幅较大。切换成单级PI2控制方式后,相比正常的串级PI控制方式,ΔPm振幅降低到1/5左右,Δω振幅降低一半左右;而相比单级PI1控制方式,ΔPm和Δω则降低更多。说明该抑制策略能有效地抑制低频振荡。

6 结语

在电网侧发生振荡功率扰动时,功频调速控制系统中的功率反馈通道变成了扰动功率的前馈通道,使机械功率阻尼降低,出现共振频率点。

实际运行中,系统的虚拟开关K1和K2的指向可提供3种不同的运行方式。简单模型的理论分析和典型模型的仿真分析表明,阻尼从小到大的排序为:单级PI1方式、串级PI方式、单级PI2方式;共振频率从小到大的排序则相反。

阻尼越小越容易发生低频振荡。因此,在单级PI1或串级PI控制方式发生大幅低频振荡时,可通过切换开关K1和K2,在线将控制方式切换为单级PI2方式。这样,既可保留转速反馈通道,保持转子稳定控制功能,又能有效地避开共振点,从而大幅度降低机械功率和转子振幅。

该方法不增加新的控制器,只是对原有系统的运行方式进行在线切换。对于抑制低频振荡具有实际意义。

水轮机调速系统优化维护研究 篇7

1 水轮机调速系统优化维护的原理

无论哪一种机械设备, 在发生故障之前都会有一定的预兆和特征。这是由于设备从正常工作到非正常工作是一个具有一定特征的过程。此过程能用P-F曲线直观地表现出来, 相关的P-F曲线如图1所示。以水轮机调速系统的间隙故障为研究对象, 如果系统在正常条件下运行, 水轮机的调速单元可根据相关的控制指令进行对应的调节操作。在调节运行时, 频率和开度会出现一定程度的波动, 这就是造成系统设备故障的主要原因, 可称为故障萌发点。此时, 系统设备处于故障的萌发期, 还未表现出明显的故障特征。但如果此时没有对系统设备进行必要的检查和处理, 故障就会进一步加剧, 此时, 系统设备的频率和开度的波动程度会迅速增大, 此时系统设备处在潜在故障点区域, 系统设备会表现出一定的故障特征, 可运用对应的监测机对故障的变化趋势进行监测和处理。如果系统设备的故障没有得到有效的处理, 就会使水轮机的调速系统逐渐丧失速度调节的能力, 此时系统设备处于故障点。故障点表示系统设备已经出现了较为严重的损坏。通常情况下, 系统设备从故障萌发点到故障点需要一定的时间, 通过查看系统设备频率和开度的变化趋势, 就可对系统设备中发生故障的位置和特性进行综合诊断。

2 水轮机调速系统优化维护模块的设计

如今, 我国水电站的控制系统正趋于完善, 同时还具有健全的管理功能, 但在实际运行的过程中, 控制系统和管理功能并没有实现有效的融合和联系, 而且水轮机调速系统的维护功能并不能满足实际的需求, 甚至还没能从维修体系中完全脱离出来。因此, 对于水轮机的调速系统而言, 提出完善、科学的优化和维护模块的设计手段具有非常重要的意义。

2.1 基本结构

对于正处在运行中的水电站而言, 要对其进行优化和维护模块的设计, 首先必须要掌握水电站的实际情况, 并不能一味地舍弃现有的系统, 而运用全新的CMM系统。设计必须在充分利用水电站现有资源的基础上进行, 尽量维持系统的原样, 结合实际所需添加适量的传感装置和执行装置, 并充分利用计算机网络技术, 从而达到整合系统的目的。水轮机调速系统中优化维护模块的基本结构如图2所示。在该系统中, 通过通信技术可实现维护信息的资源共享, 有效减少了系统中不必要的浪费, 从而提升系统的稳定性和安全性。

2.2 硬件组成

在优化维护模块中, 通常需要具备系统状态监测单元和故障诊断单元, 这两部分在系统中负责数据处理、故障诊断等方面的内容, 并以PC104控制总线为核心, 运用先进的通信方式准确获取关于诊断和处理的信息。对于那些没有采集处理的信息, 会在传感器中进行针对性的测量, 同时将处理完后的信息和指标传输到水电站的控制中心, 从而为日后的诊断工作提供依据。

在优化和维护模块的执行中心当中, 需要运用到性能强劲的PC机, 并安装配套的软件, 从而为故障诊断、数据知识储备等功能提供实现的平台。不仅如此, 该系统还会使用以太网 (Ethernet) 对各个子系统进行连接, 使系统资源共享成为可能。

2.3 软件支持

在优化维护模块中, 不仅需要高性能的硬件支撑, 还需要对应的软件加以辅佐。通常情况下, 对于状态监测单元和故障诊断单元而言, 会运用到RTlinux操作平台, 并使用C语言的相关内容对其进行开发和拓展。RTlinux操作平台具有显著的多线程特点, 在对系统设备进行状态信息采集和故障处理时具有十分显著的效果。另外, 此平台还会在一定程度上支持以太网的连接。

优化和维护模块执行中心PC机的主要操作系统为Windows 2000 Server, 为满足对应软件开放的要求, 需采用Visual C++6.0作为主要的开发工具。软件开发时, 尽量拓宽软件的实际功能, 从而提高优化和维护模块的性能。

3 调速系统优化维护模块的基本功能

3.1 分析与测试

水轮机调速系统的优化维护模块可以为用户提供准确的系统数据, 包括转速、水压等方面的实际参数。该模块的每个通道都可以根据实际要求在线调节和设置预警限度。同时, 该模块还可以对水轮机调速系统的个性参数实施在线测量。这是传统检修系统无法做到的, 通过对个性参数的测量和分析, 可实现系统设备故障位置的准确定位。

3.2 故障的诊断

系统设备故障的诊断是优化维护模块的根本任务, 该模块实际上就是一种以诊断知识为基础的智能系统, 因此, 诊断知识库在该智能系统中起到了至关重要的作用。另外, 由于该模块在诊断时, 通常需要建立故障模型, 因此, 建模技术也是十分关键的。

为了加快优化维护模块的完善进度, 该模块还为会商环节提供了专门的子系统, 系统设备故障诊断的专家可结合实际情况, 对诊断知识库进行对应的扩充或整改, 并对仿真模型进行准确的调整, 从而提高系统设备故障诊断的准确性。

3.3 知识的管理

为确保系统设备故障诊断结果的真实性, 必须要具备丰富的诊断知识。优化维护模块不仅可以对诊断知识进行有效的管理和储备, 还可对系统设备的个性参数、故障实情进行全面的整合与处理, 从而提高优化维护模块故障诊断的可靠性。

4 结束语

为了找到水轮机调速系统优化和维护的全新方法, 还需要在利用有限资源的基础上, 将先进的计算机网络技术和诊断知识数据库等技术充分融入到优化和维护模块的建设中去, 完成传统维修手段无法完成的任务。相信通过不断的努力, 水轮机调速系统的优化和维护水平会上升到一个新的高度。

参考文献

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[3]黄中华.水轮发电机组检修的必然趋势-状态检修[J].西北电力技术, 2012 (02) :30-33.

水轮机调速系统自定义建模与应用 篇8

建立可表征现代调速系统实际特性的模型是提高电网安全稳定分析结论对系统运行指导性的重要基础[1]。为了研究水轮机调节系统的动态特性对电网的影响,实测其调速系统参数,建立符合电网稳定性分析所需的相应机组的调速系统模型十分必要。为了克服已有电力系统稳定计算分析软件BPA4.0中水轮机调速系统模型较简单的缺点,提出自定义的水电机组调速系统模型。水轮机调速系统模型由调速器模型和水轮机原动机模型组成。调速器模型有机械液压型、并联比例—积分—微分(PID)中间接力器型、并联PID一级电液随动系统等类型,只要选取原理结构相近的调速器模型,一般能较真实地反映控制系统的实际特性[1]。原动机模型为理想水轮机模型。文献[2]指出:水轮机模型对于用线性分析技术调整控制系统是有益的。但是,对于涉及功率输出和频率大变化的研究,这样的模型是不适合的,需要采取更详细的非线性模型[3]。

本文提出用非线性高阶传递函数表示水轮机调节系统被控对象的复杂模型,进行参数实测和模型辨识,建立实测模型,然后进行模型验证。仿真表明,该模型更符合实际。

1 水轮机及其调节系统模型

水轮机及其调节系统模型由调速器模型和引水道—水轮机模型组成。调速器模型模拟导叶开度的动作情况,以此通过引水道—水轮机模型仿真得到输出功率。

调速器模型由调节系统模型和执行机构模型组成。调节系统模型如图1所示。图中:KP,KI,KD分别为比例、积分、微分增益;TD为微分时间常数;Ef为人工频率死区;bp为永态调差率;ep为永态转差系数;YPID为调节器输出;Ymax和Ymin分别为调节器输出上、下限值;Ft为机组频率;Fg为频率给定值;Yg为开度给定值;Pg为功率给定值;P为机组功率。

该调速器执行机构属于2级液压放大的机械液压随动系统,忽略前置放大级响应时间,其简化模型如图2所示。图中:Kc为电液转换环节系数;um为主配压阀死区;Ty为主接力器反应时间(接力器时间常数);Ymax′和Ymin′为接力器输出上、下限值。

水轮机调速系统是一个水、机、电的综合调节系统,调节对象的特性十分复杂[2],而且呈现较强的非线性特性。在水轮机调节过程中,系统频率发生变化,超过设定的频率死区就会引起导叶开度变化,从而引起流量变化,在调节过程中产生水锤效应。因此,从频率的变化到功率输出是一个非线性时变过程,从满足电力系统稳定计算精度考虑,将电站的引水系统、水轮机、发电机组、电网等部分作为一个整体(被控对象部分)进行建模。选用一种能反映工程实际的高阶传递函数(见图3)加以代替。图3中,b3,b2,b1,b0,a4,a3,a2,a1,a0为转递函数系数。

2 水轮机及其调速系统模型辨识

在自定义调速系统模型中,调速器模型由PID型电子调节器模型和二阶随动系统模型组成,考虑了转速死区(主配压阀遮程)、人工频率死区、导叶动作速度响应时间和导叶开度限幅等非线性环节。其中,二阶随动系统可根据情况通过忽略Ty1而转换为一阶系统。不同工况点附近辨识得到的高阶传递函数代表的原动机模型库,能够更好地模拟原动机的特性。其模型框图如附录A图A1所示。

2.1 调速器模型的辨识

自定义调速器模型涉及转速死区ix,bp,Ef,KP,KI,KD,Ty1,Ty,导叶开启时间和关闭时间等参数,可参考GB/T 9652.2—2007《水轮机控制系统试验》、DL/T 496—2001《水轮机电液调节系统及装置调整试验导则》在机组静态下辨识得到。以下是某抽水蓄能机组调速器模型的辨识结果。(1)电子调节器参数实测结果:人工频率死区类型为机械型;Ef=0.06%,KP=3.5%,KI=0.590s-1,KD=3.03s,TD=0.116s;bp=4.74%。(2)随动系统实测参数结果:Ty=0.22s;Kc=1;um=0.042%;接力器开启时间Tg=14.8s;接力器关闭时间Tf=14.2s;导叶开度最小值为0。

2.2 原动机模型的辨识

与调速器模型参数的获取不同,高阶传递函数表示的原动机模型获取必须根据机组的动态频率扰动试验数据辨识。针对模型的辨识,开发了改进的最小二乘(LS)算法、遗传算法(GA)和粒子群优化(PSO)算法[4,5,6]。PSO算法在水电机组调速系统建模方面的应用还是首次,经工程实践检验了其有效性,从而丰富了水电机组原动机模型辨识方法。

2.2.1 辨识方法

目前常用的参数辨识方法有频域辨识法和时域辨识法[7],它们有一个共同的缺点,即只能进行线性系统的参数辨识,所辨识的结果无法反映系统的非线性动态特性[7]。水轮机调节系统是一个复杂的非线性、参数时变的闭环调节系统,引水道—水轮机模型是包含多个非线性环节的模型,为辨识得到模型参数,开发了改进的LS算法、GA和PSO算法。

参数辨识的基本思想如图4所示。对真实系统和系统模型给予相同的激励信号,比较真实系统输出和模型输出,根据偏差和等价准则,应用辨识算法不断寻优系统模型参数直至满足等价准则为止,把得到的模型参数与模型结构相组合,得到一定条件下的真实系统的等价系统。

2.2.2 辨识结果

扰动数据文件名为响应时间测定,功率模式;测试条件为:bp=4%,KP=3.5%,KI=0.7s-1,KD=2.0 3 s,阶跃频率为0.20Hz,实测数据见图5。

表1根据实测扰动数据采用LS算法、GA、PSO算法辨识得到水轮机组某工况下的原动机模型,与实测数据吻合较好,平均相对几何误差较小。

3 仿真结果

由静态参数实测得到的调速器模型和通过动态试验数据辨识得到的原动机模型构成了该水轮机组调速系统自定义模型,其仿真结果与BPA4.0程序提供的模型以及实测数据的对照情况见附录B图B1。自定义模型的开度吻合度为91.860%(平均几何相对误差小于0.017%),LS算法功率吻合度为98.163%(平均几何相对误差小于0.035%),GA功率吻合度为92.149%(平均几何相对误差小于0.059%),PSO算法功率吻合度为94.060%(平均几何相对误差小于0.037%);BPA模型的开度吻合度为75.607%(平均几何相对误差小于0.058%),功率吻合度为76.111%(平均几何相对误差小于0.370%)。这表明,自定义模型比BPA模型更加符合实际。

4 结语

BPA4.0程序中由机械液压式调速器模型和理想水轮机模型构成的调速系统模型过于简单且脱离实际,电网稳定分析结果的可信度低,可以通过自定义的模型加以改善。

由PID型调节器加二阶随动系统构成的调速器模型,贴近实际水轮机组调速器的结构,加之非线性环节考虑周全,可准确反映真实调速器的动作情况,仿真结果吻合度高,平均几何相对误差小。

从仿真结果来看,非线性传递函数代表的原动机模型仿真精度比理想水轮机模型好,而且根据实测数据辨识得到了原动机模型。试验方法简单,辨识方法选择多样,效率高,费用低,是研究建立电网稳定性分析用水轮机原动机及其调速系统模型的一种有效方法。

附录见本刊网络版(http://aeps.sgepri.sgcc.com.cn/aeps/ch/index.aspx)。

参考文献

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