汽轮机调节保护系统

1、第六章汽轮机调节保护系统木章概要介绍汽轮机调节保护的任务、系统的基木组成和不同类型调节保 护系统的特点，着重分析汽轮机调节系统动、静态特性对机组功率、转速的调节 性能和安全、稳定运行的影响，以汽轮机调节保护系统的典型部件为例，介绍调 节保护系统各环节的工作原理和静态特性计算。第一节 汽轮机调节保护系统的任务和系统组成一、汽轮机调节保护系统的任务汽轮机是发屯厂的原动机，驱动同步发屯机旋转产生屯能，向屯网输送符合 数量和供电品质（电压与频率）要求的电力。由同步发电机的运行特性己知，发电 机的端电压决定于无功功率，而无功功率决定于发电机的励磁；电网的频率（或 称周波）决定于有功功率，即决定于原动机的

2、驱动功率。因此，电网的电压调节 归发电机的励磁系统，频率调节归汽轮机的功率控制系统。这样，机组并网运行 吋，根据转速偏差改变调节汽门的开度，调节汽轮机的进汽量及焰降，改变发电 机的有功功率，满足外界电负荷的变化要求。由于汽轮机调节系统是以机组转速 为调节对象，故习惯上将汽轮机调节系统称为调速系统。汽轮机调节系统是根据电网的频率偏差自动调节功率输出的，故在供电的量 与质的方面存在着矛盾；因为满足负荷数量要求后，并不能保持电网频率不变。 口前，电网是通过一、二次调频实现供电的频率品质要求的。对短周期、小幅度 的负荷变化由屯网负荷频率特性产生频率偏差信号，网中的各台机组根据调节系 统的特性分担这部分

3、负荷变化，这一调节过程称为一次调频。对幅度变化较大而 速度变化较慢的负荷，则由电网的s动频率控制（afc）装置来分配调频机组的负 荷，这一调节过程称为二次调频。然而，纯粹的调速系统是难以满足优良的供屯品质耍求的。因为在机组运行 中，即使汽轮机的调节汽门开度保持不变，锅炉燃料品质不一致也会引起燃烧工 况波动，导致汽轮机的进汽参数和功率输出改变，进而使电网频率发生变化，供 电品质下降。这种由机组内部因索造成机组有功功率及电网频率波动的扰动称之 为内扰。为抵御机组内扰的影响，在汽轮机调节系统中还必须引入功率控制 信号，在发生内扰勺寸，使机组的功率输出维持在外界要求的水平上。这种既调 节转速，又调节功

4、率的调节系统称之为功（率）频（率）调节系统。汽轮机是高温、高压、大功率高速旋转机械，转子的惯性相对于汽轮机的驱 动力矩很小。机组运行屮一旦突然从电网中解列甩去全部电负荷，汽轮机巨大的 驱动力矩作用在转了上，使转速快速飞升。如不及时、快速、可靠地切除汽轮机 的蒸汽供给，就会使转速超过安全许可的极限转速，酿成毁机恶性事故。此外， 机组运行中还存在低真空、低润滑油压、振动大、差胀大等危及机组安全的故障。 因此，为保障汽轮机齐种事故工况下的安全，除耍求调节系统快速响应和动作外, 还设置保护系统，并在调节汽门前设置主汽门。在事故危急工况下，保护系统快 速动作，使主汽门和调节汽门同时快速关闭，可靠地切断汽

5、轮机的蒸汽供给，使 机组快速停机。汽轮机调节保护系统的原理性结构如图6-1所示。图6-1汽轮机调节保护系统原理性框图综合上述，汽轮机调节保护系统的任务是：正常运行时，通过改变汽轮机的 进汽量，使汽轮机的功率输出满足外界的负荷要求，且使调节后的转速偏差在允 许的范围内；在危急事故工况下，快速关闭调节汽门或主汽门，使机组维持空转 或快速停机。二、中间再热汽轮机调节保护系统的特点再热器的蒸汽管、传热管及联箱等是个很人的蒸汽容积空间，具间贮存的蒸 汽量决定于再热器蒸汽的温度和压力。由第三章已知，在非设计工况卜，中、低 压缸的功率与再热器的蒸汽压力呈一定的比例关系，这样对应于不同的机组功 率，贮存于再热

6、器中的蒸汽量是不等的。在机组功率变化过程中，因再热器内蒸 汽压力变化导致贮汽量的改变，产生的蒸汽吸蓄或泄放效应，使屮低压缸的功率 变化滞后于高压缸。如图6-2(a)所示，在机组功率增大时，增大高压缸的进汽 量，高压缸的功率输出近似于阶跃增大，并且因再热器的压力较低，高压缸的功 率述冇一定的过增量。同时，高压缸的排汽进入再热器内时，部分增大的蒸汽量 滞留在再热器中，以提升再热器的蒸汽压力，使中低压缸的功率缓慢增大。只有 半再热器的蒸汽压力达到新工况稳定状态i寸，才能使高压缸的排汽量与屮压缸的 进汽量相等。相反，在机组功率下降吋，高压缸进汽量减少，使再热器蒸汽压力 下降，再热器泄放出部分贮汽，使得

7、中压缸的进汽量大于高压缸。再热器的时滞效应降低了机组快速响应外界负荷变化的一次调频能力，因为 中、低压缸的功率约占整机功率的70%。图6-2(a)中阴影部分表示了负荷调节 过渡过程中机组功率不能满足外界耍求的大小，在甩负荷危急工况下，再热器中贮存的大量蒸汽，如在屮低压缸屮继续膨胀作功，可使机组的飞升传速达额定传 速的40%,严重危及着机组的运行安全。中间再热机组为单元制机组，锅炉的蓄热和对减少，特别是直流锅炉。传统 的锅炉跟随汽轮机的运行方式，利用锅炉金属蓄热释放满足汽轮机的流量耍求， 势必引起锅炉运行参数的较大波动，严重时造成参数超限，危及机、炉的安全。 再热器通常布置于锅炉的高温烟道区，在

8、机组启、停过程屮必须有足够的蒸汽来 冷却再热器，防i上再热器传热管烧损。但在机组启动过程屮，再热器的冷却蒸汽 量和锅炉低负荷稳燃的产汽量远大于汽轮机的空载流量，因此机组的升速、带负 荷与再热器的冷却间有很大矛盾。(a)图6-2再热器的时滞效应与高压缸过调为增强屮间再热机组的一次调频能力，保护事故工况下机组的安全，提高机 组启、停操作的灵活性和安全可靠性，在屮间再热汽轮机调节系统中，设置动态 校止器。在机组功率增大或减小时，通过高压调节汽门的过开或过关，由高压缸 功率的过增或过减补偿再热器产生的吋滞效应，使机组功率与外界耍求保持一 致。在中压缸进口处，设置中压主汽门和中压调节汽门，在危急事故工况

9、下，快 速切断屮压缸的进汽，避免再热器蒸汽进入小低压缸造成机组转速恶性飞升。另 一方面，在机组启、停过程中，由中压调节汽门控制再热汽温，使屮压缸的进汽 与中压缸转了及汽缸的热状态得到良好的匹配。为减小中压调节汽门产生的节流 损失，中压调节汽门通常在机组负荷大丁 30%吋保持全开。为使中间再热机组在负荷变化时，既能利用锅炉金屈的蓄热满足快速响应外 界电负荷的要求，又能通过改变调节汽门的开度使主蒸汽压力的波动在允许的范 围之内，从而要求机炉采用协调控制方式。机炉协调控制的流程图如图6-3所示。为改善中间再热机组的启动特性，加快机组的启动速度，回收启动过程中的 工质和热量，以及在机组甩负荷工况下保护

10、锅炉的安全，在中间再热汽轮机的蒸 汽系统屮设有高、低压旁路系统和大旁路系统。高压旁路系统是将来白锅炉过热 器的新蒸汽通过减温、减压器排至冷再热器蒸汽管，低压旁路系统是将再热新蒸 汽经减温、减压器排至凝汽器，大旁路系统则是将新蒸汽经减温、减压器直接排 至凝汽器。在机组启、停过程中，通过操作高、低压旁路调节阀和中压调节汽门, 控制再热蒸汽温度和再热器的冷却。在甩负荷工况下，由旁路系统控制锅炉过热 器及再热器的压力，避免锅炉安全阀动作，使机组故障排除后尽快恢复运行。屮 间再热汽的旁路系统及高、屮压主汽门与调节汽门的布置如图6-4所示。图6-4屮间再热机组的旁路系统及主汽门、调节汽门布置三、汽轮机调节

11、系统的基本组成和种类汽轮机调节系统的原理性构成如图6-5所示。转速感受机构是将转子的转速 信号转变成一次控制信号；中间放人器对一次控制信号作功率放大，并按调节目 标作控制运算，产生油动机的控制信号；油动机是一种液压位置伺服马达，按中 间放大器的控制信号产生带动配汽机构动作的驱动力，并达到预定的开度位置; 配汽机构是将油动机的行程转变为各调节汽:门的开度，通过配汽机构的菲线性传 递特性，汽轮机的进汽量与油动机行程间校正到近似线性关系；同步器作用于中 间放大器，产生控制油动机行程的控制信号，单机运行吋改变汽轮机的转速，并 网运行时改变机组的功率；启动装置在机组启动时用于冲转、并提升转速至同步 器动

12、作转速。启动裳置同步器保护系统蔽压伺服执行机构转速汽轮机发电机图6-5汽轮机调节保护系统原理性框图曲于汽轮机的蒸汽压力很高，开启主汽门和调节汽门需要很大的驱动力。为 满足电网一次调频要求，必须要求调节汽门的驱动机构有较好的响应灵敏性和较 快的响应速度。特别是在机组甩负荷等危急工况下，要求主汽门和调节汽门能在 极短的时间内全行程关闭。因此，对汽轮机调节汽门和主汽门的驳动机构提出惯 性小、驱动功率大的特殊要求。口前，电磁驱动机构尚不能满足这一特殊要求， 故汽轮机调节保护系统总是以油动机（即液压伺服马达）为调节汽门和主汽门的 执行机构。汽轮机的调节保护系统根据其转速感受机构及屮间放大器的结构不同，可

13、分 为机械液压调节、模拟电液调节和数字电液调节三种型式。图6-6原型性机械液压调节系统1 机械液压调节系统机械液压调节系统是由杠杆、曲柄等机械机构作信号放大和液压流量控制阀 作功率放人，其原理性系统如图6-6所示。飞锤感受转速的变化，并转变为滑环 的位移；断流式错油门控制油动机活寒腔室的进、排油，当错油门滑阀偏离居中 位置时，分别开启油动机活塞上、下腔室的进、排油口，使油动机活塞带动调节 汽门开启或关闭；在油动机活塞移动时，乂带动杠杆运动，使错油门滑阀向着居 中位置移动。当油动机活塞的位移复现调速器滑环位移的变化规律时，错油门滑 阀冋到居小位置，调节过程结束。随着机组容量的增大，开启调节汽门驱

14、动力要 求的提高，特别是中间再热机组高压调节汽门动态校正要求的提出，机械液压调 节的机械结构和液压控制回路变得十分复杂。机械传动机构旷动间隙的存在，液 压控制部件易受油液污染的影响，使调节品质和运行稳定、可靠性不很理想。因 机组的功率信号无法由机械或液压机构來感受，故机械液压调节系统仅能起到调 速系统的作用。另一方面，配汽机构采用较为固定的机械机构，无法实现喷嘴、 节流等多种运行方式的灵活切换。2 模拟电液调节系统模拟电液调节系统是基于模拟电路的连续控制调节系统，它将电子技术与液 压控制技术有机地结合在一起，综合了电子元件检测灵敏、精度高、线性好、迟 缓小、传输速度快、调整方便、能实现复杂调节

15、规律，以及液压元件驱动功率大、 惯性小的优点。检测、运算采用电子元件，执行机构为液压部件，两者中介的核 心部件是电液伺服阀(俗称电液转换器)。汽轮机的转速和功率经传感器或变送器 转变为电信号，经电子线路放大、运算，产生油动机行程的控制信号，输到p1d (比 例、积分和微分)凋节回路，然后经模拟电路功率放大作用于电液转换器，产生 控制油动机行程的液压信号，经屮间放大后使油动机按调节指令动作。模拟电液 调节系统原理性框图如图6-7所示，系统中设冇转速调节回路、功率调节回路和 功-频调节回路，在机组单机运行时控制转速；并网非调频工况时调节机组功率; 并网调频运行时实现功-频调节，克服内扰和再热器屮间

16、容积时滞效应的影响。 功率设定可远方遥控设置，便于电网口动发电控制(agc) o蒸汽压力输入可实现 机炉协调控制。模拟电液调节系统的控制功能和调节品质较机械液压调节系统有 了很大的提高，改善了调节系统的甩负荷动态特性，增强了机组运行的安全性。图6-7汽轮机模拟电液调节系统框图3.数字电液控制系统数字电液控制系统(digi lal electro-hydraul ic control system,简 deh) 是以计算机替代模拟电液调节系统中控制运算的模拟电路，发挥计算机控制运 算、逻辑判断与处理能力强及软件组态灵活、方便的优势，将汽轮机运行的状态 监测、顺序控制、调节和保护融为一体。特别是液

17、压系统采用高压抗燃油(三芳 基磷酸脂)后，简化了液压控制回路，提高了油动机的推动力。调节汽门由各口 汕动机驱动，可使机组实现喷嘴、节流等多种运行方式灵活切换，增强了机组运 行控制的灵活性。由于数字电液调节系统的硕件采用模块化结构，系统扩展灵活, 维修调试方便，冗余控制、多层保护和自检、自诊断功能使调节品质、运行可靠 性和机组的安全性均较模拟电液调节系统有了很大提高。数字电液控制系统是由 电了控制器、操作系统、执行机构、保护系统和供油系统组成，它实现的主要功 能是：(1) 汽轮机自动程序控制(atc) o通过监测高、中压汽缸温度和蒸汽温度，计 算出转了热应力。在汽轮机允许的应力范围内，以最大的速

18、率、最短的时间实现 机组由盘车、冲转、升速、并网到带负荷的全自动程序化操作。(2) 汽轮机功率的口动调节。汽轮机功率的口动调节设有操作员口动、远方 控制和电厂计算机控制三种模式。根据电网的要求，可选择调频运行方式或基木 负荷运行方式。在机组冷、热态启动屮，能自动地根据启动状态控制调节汽门的 开度。(3) 汽轮机的口动保护。设有三层超速保护，即超速保护控制(opc)、危急遮 断控制(ets)和机械超速保护与手动遮断脱扌|。超速保护控制是当机组转速超过 lo3%/?o时，opc电磁阀动作，快速关闭高、中压调节汽门；ets是当机组转速达 到110%刃。时，自动停机遮断(ast)电磁阀动作，快速关闭主

19、汽门和调节汽门。 此外，当出现低润滑油压、推力轴承磨损、低真空、高压排汽温度高等危急事故 时，ets通过ast电磁阀使机组快速停机；机械超速保护是当机组转速升高至 112%山吋动作，关闭主汽门和调节汽门。(4) 机组和deh系统状态监测。监视和显示机组及deh系统的重要参数、运 行曲线、历史趋势和故障，以及指示操作按钮的状态。第二节汽轮机调节系统的静态特性一、四方图由前已知，汽轮机调节系统是由转速感受机构、屮间放大器和配汽机构三大 环节组成。这三个环节的传递特性便决定了汽轮机的转速与调节汽门的开度，在 额定参数工况卜也就决定了机组的功率。我们将额定参数工况下汽轮机的功率与 转速之间的对应关系称

20、为调节系统的静态特性。为描述汽轮机调节系统各环节的放大传递特性和静态特性，在调节系统静态 特性分析屮用特殊的四象限图-四方图来表示，其屮第ii象限表示转速感受机 构特性，第th象限表示中间放人环节的传递特性，第iv象限表示配汽机构特性, 第i象限则为调节系统的静态特性。这里以图6-6所示的机械液压调节系统为例，说明调节系统静态特性曲线的 绘制和分析影响静态特性的因素。在机组额定转速/7o=3ooor/min附近，当转速升高吋，调速器滑环在飞锤 离心力的作用下上移zlz,反之亦然。转速/7与滑环位移力2间的一一对应关系 即为转速感受机构特性，其特性曲线如图6-8中第ii象限所示。图6-8汽轮机调

21、节系统的四方图在稳定工况下，错油门滑阀处于居中位置，油动机活塞的行程力刃与调速器 滑环位移4 ?间的关系决定于杠杆的传动比，滑环的位移4 ?愈犬，油动机活塞 所带动的调节汽门的开度就愈小，中间放大环节的传递特性曲线如图6-8中第iii 彖限所示。油动机活塞的行程力/通过配汽机构决定了调节汽门的开度，在额定参数工 况下，也就决定了汽轮机的进汽量，亦即决定了汽轮机的功率p。随着汕动机活 塞行程4刃的壇大，调节汽门的开度增加，汽轮机的功率随之提高。油动机活塞 行程力/与机组功率p间的关系即为配汽机构特性，其特性曲线如图6-8屮第iv 象限所示。有了转速感受特性、中间放大传递特性和配汽机构特性三条曲线

22、，便可唯一 地确定出第i象限中调节系统的静态特性曲线。对某一功率pi,市配汽机构特 性曲线得到对应的油动机活塞的行程力加；由中间放大环节的传递特性曲线得 到对应于ami的调节器滑环位移力zi,再由转速感受特性曲线求得对应于力zi 的转速必。x与必在第1象限的交点即为调节系统静态特性曲线上的状态点。对 所有的汽轮机功率p,同样地可求得对应的转速n和第i象限的状态点，所有的 状态点便连成调节系统的静态特性线，从而得到描述调节系统静态特性的四方 图。二、速度变动率由图6-8的汽轮机调节系统静态特性曲线可知，对应于汽轮机不同的功率， 机组的转速是不同的，静态特性曲线的斜率表明了这种差异。我们定义：汽轮

23、机 空负荷吋所对应的最大转速nmax与额定负荷吋所对应的最小转速nmin之差，与额定转速n的比，称为调节系统的速度变动率或速度不等率，通常用力表示, 即m m maxxloo%(6-1)速度变动率表示了单位转速变化所引起的汽轮机功率的增（减）量。在机组并 网运行时，各机组感受电网频率的变化是和同的，但调节系统速度变动率的不同, 使各机组功率的改变量不同。如果电网频率与偏离额定频率的偏离量为力d,那 么由调节系统静态特性曲线和速度变动率的定义可求得机组功率改变的相对量 为(6-2)ap _ az? 1式屮：a为机组的额定功率。上式表明，速度变动率愈大，单位转速变化所引起 的功率变化就愈小。因此，

24、速度变动率的大小，对机组安全、稳定运行和参与电 网一次调频有着重要影响。速度变动率愈小，即静态特性曲线愈平坦，则转速变化很小就会引起汽轮机 较犬的功率变化，使汽轮机的进汽量和蒸汽参数变化较大，机组内各部件的受力、 温度应力等都变化很大，将造成寿命损耗，甚至造成部件损坏。力二0的极限情 况下，只要电网频率稍冇改变，机组的负荷就由额定负荷变为空负荷，或由空负 荷变为额定负荷，机组负荷产牛严重晃动而无法运行。因此，调节系统的速度变 动率一般不得小于3.0%。但是，速度变动率也不宜太大，因为过大的速度变动 率，一方面使机组参与电网一次调频能力下降；另一方面使调节系统甩负荷后的 稳定转速过高，稍有不慎，

25、有可能使甩负荷后最高飞升转速超过危急保安器的动 作转速，不利丁机组安全和甩负荷后重新并网带负荷。所以，调节系统的速度变 动率一般不要超过6.0%。综上所述，汽轮机调节系统的速度变动率，应根据机组在电网屮所处的地位 和安全性方面的要求來确定。对一次调频要求较高的带尖峰负荷机组，速度变动 率应取小些，如a=3.0%4.0%；对带基本负荷的机组，速度变动率则应取大 些，如4二40%-60%。一般地，速度变动率通常设为4二5.0%。对调节系统 动态特性稍差的机组，速度变动率应取小些。在实际调节系统中，转速感受及中 间放大传递特性存在着一定非线性。特别是配汽机构，调节汽门的开度与通流量 存在着严重的非线

26、性。虽然经配汽机构校正，但第iv象限的特性曲线仍冇一定的 非线性，因而调节系统的静态特性曲线并非是直线，即静态特性曲线上齐处的速 度变动率并不相同。我们将由式（6-1）定义的速度变动率称为整（总）体速率变动 率，而将下式定义的速度变动率称为局部速度变动率：八空空xloo% dp w0(6-3)事实上，我们也不应该要求调节系统静态特性线为直线。在机组空负荷附近, 为便丁机组并网操作，要求速度变动率大些，容易控制机组并网前的转速。另外, 在机组带初负荷后应有一定的暧机时间，以免刚带负荷后机组加热太快产生过大 的热应力和胀差。为防止电网频率变化对机组带初负荷暖机的影响，通常在机组 0 10%负荷范围

27、内，对其最大局部速度变动率不作限制。图6-9汽轮机调节系统速度变化率分布相反地，在机组满负荷附近，过小的速度变动率在电网频率降低时容易使机 组过载，危及机组的运行安全。所以，在机组满负荷处的速度变动率也应取得大 些。一般在90%100%负荷范围内，最大局部速度变动率不大于整体速度变动 率的3倍。因此，调节系统速度变动率在满足整体设计要求条件下，其分布应当是两端 大、小间小且无拐点平滑变化，如图6-9所示，但中间段的最小局部速度变动率 不得小于整休速度变化率的40%。由调节系统四方图可知，影响速度变动率分布的因索是转速感受、中间传递 和配汽机构三大环节，其屮配汽机构特性是影响速度变动率中间段分布

28、的主要因 素。因为不恰当的调节汽门开启重迭度有可能使调节系统静态特性线出现拐点。 改变调节系统的速度变动率，工程上以改变中间传递特性曲线的斜率为主。第iii 象限特性线愈陡，亦即斜率的绝对值愈大，则对应于一次控制信号的范围及速度 变动率就愈小。三、迟缓率在汽轮机调节系统屮，相对运动部件间不可避免地存在动、静摩擦，机械传 动机构中存在着旷动间隙，滑阀存在一定的盖度，这些非线性因素的存在，使转 速感受特性和传递特性发生畸变，最终农现在静态特性曲线上，使之偏离理想工 况。对图6-6所示的调节系统，在转速升高时为使调速器滑环移动，飞锤离心力 增量的一部分必须首先克服滑环移动的静摩擦力，方能使杠杆转动。

29、而杠杆的转 动量必须大丁旷动间隙和错油门滑阀的盖度，方能开启油动机活塞腔室的进、排 油口使活塞运动，关小调节汽门、减小机组功率。很明显，机组功率的减小量小 丁由式(6-2)得的理想值。相反地，在电网频率降低时，这些非线性因素的作用, 使机组功率的增加量小于式(6-2)得的理想值。这种机组增负荷和减负荷特性曲 线不重合的现象称为迟缓。迟缓在四方图上的表示如图6-10所示。am图6-10调节系统迟缓在四方图上的表示我们定义：在调节系统增、减负荷特性曲线上，相同功率处转速偏差n=nl-n2与额定转速必的比为调节系统的迟缓率，通常用e表示，即£ = _ x 100% 二一x 100%(6-4

30、)%s迟缓率对调节系统的控制精度和机组的稳定运行产生不良影响。在汽轮机单 机运行吋，机组的功率决定于外界的屯负荷。在某一稳定负荷下，迟缓率的存在 将会使机组的转速在n=e/7o范围内漂移，引起机组转速波动，如图6-11(a) 所示。如果迟缓率为£=0.5%,则对应的转速波动的幅度为jn=15r/min,相当 于供电频率有0. 25hz的波动。在多台机组并列运行吋，机组的转速决定于屯网的频率，当屯网的频率一定 时，迟缓率存在将会引起机组功率晃动，如图6-11(b)所示。由速度变动率和迟 缓率的定义可知，功率晃动的幅度为，ap=t/a/pqo迟缓率£愈大、速度变动 率力愈小，功

31、率晃动的幅度就愈大。所以，为提高调节系统的控制精度和运行 稳定性，要求迟缓率£尽可能小。由于迟缓率难以避免，故希望速度变动率不 宜过小。图6-11调节系统迟缓对汽轮机运行的影响由于机械液压调节系统的机械传动和液压放大坏节较多，故迟缓率相对较 大，但通常耍求机械液压调节系统的迟缓率小于0.6%。电液调节系统，特别是 采用高压抗燃油的数字电液调节系统，液压控制回路很为简单；减少了产生迟缓 的中间环节，故迟缓率较小，一般要求电液调节系统的迟缓率小于0.2%。四、同步器与静态特性曲线平移(-)同步器的作用由调节系统的静态特性已知，机组在不同功率下所对应的转速是不等的。汽 轮机在额定转速必下单

32、机运行时，当机组的功率由凡增加到q时，一次调频的 结果使汽轮机的转速由心降低到n2,如图6-12所示。很明显，调节系统仅有一 次调频功能是不能满足优良供电品质耍求的。只有当外界电负荷增大到仅后， 若能使静态特性曲线向上平移到c点，那么在机组功率增大后又能保证机组的转 速仍为额定转速，即供电频率维持在额定值。因此，在单机运行时要求有一个能 平移静态特性线的装置。在汽轮机并列运行时，若电网的频率基本不变，则机组所承担的负荷也就基 木不变。因此，在机组并网带负荷时，也应有一能平移静态特性线的装置，在并 列运行的机组间进行负荷的重新分配。这种能平移调节系统静态特性线的装置称 为同步器，其主要作用是：(

33、1) 单机运行时，启动过程屮提升机组转速到达额定值，带负荷运行时可以 保证机组在任何稳态负荷下转速维持在额定值；(2) 并列运行时，在各机组间进行负荷重新分配，承担电网二次调频任务， 保持电网频率基木不变。图6-12单机运行时同步器的作用由此可见，在同步器平移静态特性线后，在调节系统四方图的第i象限是一 簇相互平行的曲线。平移调节系统的静态特性线，可以通过平移转速感受特性线， 即将第ii象限中的转速感受特性线上、下平移，如图6-13 (a)所示。也可平移中 间放大传递特性线来实现，即将第iii象限屮的传递特性线左右平移，如图6-13(b) 所示。前者称为第一类同步器，后者称为第二类同步器。目前

34、，实际使用中以第 二类同步器为主。nam图6-13同步器平移静态特性线(小第一类同步器；(b)第二类同步器根据同步器提升转速和调节机组负荷的作用，同步器平移静态特性线的调节 范围，除满足正常蒸汽参数和额定转速工况要求外，还应充分考虑蒸汽参数、真 空和电网频率等实际运行因素的影响，为这些因素变化预留足够的调节范围。(1)同步器最小调节范围。为使机组的正常蒸汽参数、额定转速吋能带满负 荷，并能通过操作同步器卸去全部负荷，同步器的最小调节范围至少为力，即 图6-14中aa-bb所示范围。(2)静态特性线的卜-限位置。下限工作位置的设置应考虑电网频率降低、蒸 汽参数升高及真空上升等运行因素，并为机组并

35、网前操作留冇一定操作空间。当 电网频率低于额定值时，若仍能使机组维持空负荷运行，则应能将静态特性线下 移至图6-14 ipcc位置，方可进行并网带负荷操作，以及机组并列运行吋用同步 器卸去全部负荷维持空转运行。图6-14同步器的调节范围当新蒸汽参数升高或真空上升吋，在同一调节汽门开度或油动机活塞行程 4/下，汽轮机的进汽量和理想比焙降增大，机组功率上升，相当于配汽机构特 性线向右上方平移，对应于此工况的空转调节汽门开度就要减小。如果此工况与 电网频率降低同时发生，静态特性曲线在cc位置处是不能维持空转运行的。因 此，静态特性线述应下移至图6-14中dd位置。此外，还应为机组并网前的操作 留有足

36、够的空间，在图6-14中dd线下还应有一定的调节空间。综合考虑这些情 况后，同步器调节的下限位置通常设在为额定转速下-5. 0%处。(3) 静态特性线的上限位置。上限位置的设定主要考虑电网频率升高和新蒸 汽参数降低、真空恶化工况。在电网频率升高时，为能使机组卸去全部负荷并维 持空转运行，静态特性曲线必须平移金图6-14 +的ee位置。在低新蒸汽参数、 低真空工况下，配汽机构特性线向左下方平移，为使机组在此种工况下电网频率 升高吋仍能带满负荷运行，静态特们线必须能上移至图6-14屮的ff位置。通常 要求同步器调节的上限位置不小于4 + (12) %。对于一般机组，速度变动率 取为5.0%,则同步

37、器调节的上限位置取为7.0%。第三节汽轮机调节系统的动态特性0图6-15甩负荷后转速过渡过程一、动态特性基本概念汽轮机调节系统是由多个环节组成的复杂闭环系统，部件运动惯性、油流流 动阻力和蒸汽中间容积等的存在，使得调节系统rfl个稳定工况到另一稳定工况 时经历着复杂的过渡过程。图6-15是汽轮机调节系统甩负荷工况下较为典型的 转速动态响应的过渡过程曲线。其屮，3为无振荡的过渡过程，b为小幅振荡快 速衰减的过渡过程，c为大幅振荡慢衰减过渡过程。在调节系统各环节的参数选 取不当，也有可能产生持续振荡而无法止常工作。为使机组满足优良供电品质、 参与屯网一次调频的要求，调节系统应灵敏、快速地响应各种扰

38、动，并平稳地进 行调节。为保障机组甩负荷工况下的安全，必须要求调节系统能快速地全行程动 作。因此，对汽轮机调节系统的动态特性必须提出稳定性耍好、过渡过程屮超调 量要小、振荡次数要少及过渡过程调整时间要短的要求。汽轮机调节系统的动态 特性分析是项相当复杂的工作，通常按图6-16所示的各环节建立数学模型，如 传递函数等，借助丁 math!4,或simulink等控制系统计算机辅助设计软件进行 分析。这里简要地介绍调节系统动态特性的一些基木概念，并讨论影响调节系统 动态特性的主要因索。图6-16汽轮机调节系统动态特性方框图1. 稳定性汽轮机运行屮，当受到扰动激励离开原来的稳定工况后，能很快地过渡到新

39、 的稳定工况，或扰动消火后能回复到原来的稳定工况，这样的调节系统是稳定的。 调节系统稳定性的判别，可由系统的传递函数按口动控制理论中系统稳定性的判 据来分析、计算。对于实际的调节系统，除满足稳定性基本耍求外，还应留冇一 定的稳定性裕度。2. 动态超调量对于汽轮机调节系统，甩负荷过程中被调量转速的动态超调量。可表示为（7 =x 100%（6-5）5式中：03为最大飞升转速的相对量，即 九$（%-刀0）/刀0。为在机组甩负荷工 况下，转子的转速飞升不致使超速保安器动作，甩负荷后的最高飞升转速应低于 超速保安器整定的动作转速。3. 静态偏差值汽轮机单机运行时，负荷改变将引起机组转速变化。在机组额定功

40、率下从电 网屮解列、世去全部负荷后，转速的静态偏差值就是甩负荷后的稳定转速与额定 转速的并，即0（8）二力。由调节系统的静态特性可知，机组甩负荷的数量不同, 静态偏差值是不等的。4 过渡过程调整时间t扰动作用于调节系统后，从响应扰动开始到被调量达到基木稳定所经丿力的时 间称为过渡过程调整吋间。评定被调量是否达到稳定，通常用被调量与静态偏差 值的误差4,当丨0（丫）-0（8）丨4时，即认为被调量已达到稳定。在汽轮机调节系统动态特性分析中，通常将允许偏差4取为静态偏差值的 5%,即4二5%4久。很明显，我们要求调节系统的过渡过程调整时间尽可能短 些，一般为数秒或数十秒，最长不应超过imino二、影

41、响甩负荷动态特性的主要因素由图6-16已知，影响汽轮机调节系统动态特性的因素来自于机组木体设备 （如再热器等的中间容积、转子等）和调节系统部件两个主要方面。对图6-16所 示的调节系统建立简化数学模型后，研究表明：机组甩负荷后最大动态飞升转速 （如图6-17所示）可由下式来估算：(6-5)(6-7)图6-17调节系统甩负荷动态特性估算式屮久一甩去负荷的百分率；7,油动机动作的滞后时间和关闭时间；th转子时间常数；丿一汽轮发电机组转子的转动惯量；必0汽轮机的额定转矩；一蒸汽中间容积时间常数;工堤一各中间容积中蒸汽的膨胀功；刃°、九一机组的额定转速和额定功率。(-)本体设备对动态特性的影

42、响(1) 转子时间常数tao转子时间常数ta表示了转子的转动惯量与额定转矩 的相对大小。转子的惯性愈大，甩负荷后的最大飞升转速就愈小。随着机组容量 的增人，机组转矩增加较转子惯性增人來得快，故人型机组的转子时间常数小于 小型机组，一般大型机组的转了时间常数约为89s。(2) 蒸汽屮间容积时间常数八 蒸汽屮间容积时间常数7；表示了屮间容积内 蒸汽的做功能力与机组额定功率的比值。7；愈大，表明中间容积内蒸汽的做功能 力愈强，那么机组见负荷后，即使调节汽门全部关闭，各中间容积内的蒸汽继续 膨胀做功，也会使机组转速额外飞升。因此，在导汽管及调节汽室的结构与布置 设计时应尽可能减小蒸汽中间容积。对丁中间

43、再热机组，为避免再热器蒸汽中间 容积对甩负荷特性的影响，蒸汽在中压缸的进汽口前设置中压调节汽门和中压主 汽门。在大型机组中，导汽管及调节汽室的蒸汽中间容积时间常数约为02 0. 25s,再热器蒸汽屮间容积的时间常数约为9s左右。(-)调节系统对动态特性的影响(1)速度变动率力。速度变动率对调节系统的动态特性有重要影响，4愈大, 则单位转速变化所产牛的调节汽门的关闭量就愈小，使机组在甩负荷工况下调节 汽门的关闭时间延长，最高飞升转速增高。另一方面，人的速度变动率将减缓油 动机的关闭速度迟后于转了转速飞升，从而减小动态超量和过渡过程的振荡次 数，缩短过渡过程的调整时间。相反地，小的速度变化率，使油

44、动机的关闭速度 迟后于转子的转速飞升，尽管最高飞升转速不大，但动态超调量较大，从而使过 渡过程的振荡次数增多，调整时间延长。速度变动率对调节系统甩负荷特性的影 响如图6-18所示。r(s)图6-18速度变动率对甩负荷动态特性的影响(2) 油动机时间常数：油动机的时间常数是错油门油口最人开度时，油动 机活塞走完关闭全行程所需的时间，表明油动机的动态关闭性能。油动机的时间 常数愈大，油动机的关闭速度迟后于转速飞升就愈大，进而导致动态飞升增加、 过渡过程的振荡次数增多。(3) 迟缓率£。调节系统的迟缓率对稳定性和甩负荷动态特性均产生不利影 响。迟缓率存在时，只冇当转速飞升量超过迟缓值后方能

45、使油动机动作，反映在 式(6-6) 11'油动机的动作滞后时间上，不仅使动态飞升转速增加，而且使动态偏 差增大，从而过渡过程的振荡次数增多和调整时间延长，严觅可能产生自持振荡。 另一方面，迟缓的存在，也是调节系统不稳定晃动等动态故障的重要原因。第四节汽轮机液压调节系统一、转速感受机构转速感受机构是将速度信号转变为一次控制信号的元件。在汽轮机调节保护 系统中，转速感受机构主要冇离心式和电磁式两类。在离心式中冇机械式和液压 式两种，其中机械式有高速弹性调速器和飞锤或飞环式超速危急保安器；液压式 屮冇径向钻孔脉冲泵和旋转阻尼器两种。图6-19高速弹性调速器1.高速弹性调速器高速弹性调速器的结

46、构如图6-19所示，它是由重锤、弹簧板、弹簧和调速 块等组成。该调速器安装于汽轮机传子的前端，与汽轮机主轴一同旋转。重锤的 离心力与弹簧拉力及弹簧板的张力相平衡。在机组转速改变时，重锤离心力的变 化使弹簧伸长或缩短及弹簧板外张或内合，从而使弹簧板前端的调速块产生前、 后轴向位移。由于重锤的回转半径远大于弹簧的伸长量，故调速块的位移仅与转 速有关。调速块的位移是调节系统的一次控制信号，它与转速z间的关系，即调速器 的静态特性曲线如图6-20所示。在机组由静i上升速至额定转速3000r/min时， 调速块的水平轴向位移约为9mmo在额定转速附近，转速与调速块的位移近似于线性关系，英灵敏度为150r

47、/rain时为1価。该型调速器具冇无动静接触部件、 灵敏度高、迟缓小、稳定性好和全行程调节的优点，但现场维修与调试不甚方便。051015调速块位移(mm)(.euip)效肚图6-20高速弹性调速器特性曲线图6-21径向钻孔脉冲泵2径向钻孔脉冲泵径向钻孔脉冲泵，或称径向脉冲泵，简称为径向泵或辐向泵。它是一种基于 离心泵工作原理的转速感受器，rh泵轮、稳流网和壳体等组成，其结构如图6-21 所示。泵轮上均匀分布地钻有等直径的径向油孔，油流由泵轮中心进入，泵的出 口油压为调节系统的一次控制信号。由离心泵的工作原理可知，油泵出口处的压 力为只1(6-9)pl =p1. +匸加=加 +a 如(&

48、 -a2)式屮：用、金分别为泵轮内外半径。径向泵的压增为p=p2 pw =+如(农 _rf)(6-10)这种转速感受器具冇结构简单、制造维修方便、灵敏度高及迟缓小的优点， 并且当泵的负载流量增大时，泵的压增特性基本不变。对于小型汽轮机，径向脉 冲泵还可当作主油泵來使用。这种转速感受器的主耍不足在于有时会出现油压低 周波动，从而引起整个调节系统晃动，影响机组的稳定运行。因此，在泵轮外设 置一个稳流网，其作用是抑制油泵出口的高频油压脉动。径向钻孔脉冲泵的灵敏 度通常为150r/min吋585kpao3.旋转阻尼器旋转阻尼器也是一种基于离心泵工作原理的转速感受器，它主要由阻尼管、 油封环（或稳流网）

49、、壳休及针形阀等组成，其结构如图6-22所示。旋转阻尼器 与径向泵的并别，主要在于旋转阻尼器的供油來口于主油泵的压力油，经针形阀 节流降压进入a腔室，然后经阻尼管径向向内流动，最后排至回汕系统。a腔室 的油压即为调节系统的一次控制信号。同样地，阻尼管外端处的压力为(6-11)式中：a为阻尼管外端面的通流面积。很明显，阻尼管内油液的离心力起着阻止 通过针形阀流量的作用。当机组转速升高时，阻尼管外端处的压力升高，通过针 形阀的流量就会减小。po图6-22旋转阻尼器图6-23旋转阻尼器的特性曲线旋转阻尼器的特性曲线如图6-23所示。旋转阻尼器有着与径向脉冲泵相似 的特点，但因旋转阻尼器的供油来自于主

50、油泵，主油泵出口油压的波动有时对一 次控制油压产生显著影响。另外，油封环的磨损很容易引起一次控制油压波动， 造成调节系统晃动。旋转阻尼器的灵敏度小于径向脉冲泵，一般为 22kpa/150r/mino4. 机械超速危急保安器机械超速危急保安器是保护系统的转速感受器，有飞锤和飞环式两种，其结 构如图6-24所示。在汽轮机轴端径向安装的偏心体，飞锤或飞环，被弹簧的预 紧力就位在塞头或套筒的端面上。设偏心体的质量为/、偏心距为e,弹簧刚度 为k,弹簧预紧力的压缩氏度为厶，作用在偏心体上的弹簧预紧力为欠二厶，偏 心体随机组主轴一同旋转产生的离心力为ffe /。偏心体的离心力随转速平方增加，在达到某个转速

51、5时，偏心体的离心力 与弹簧的预紧力相等，即3毎khg),只要随后转速稍有增加，偏心体 就会在离心力的作用下快速飞出撞击在危急遮断错油门的门杆上 使危急 遮断错油门动作。我们称5为超速危急保安器的动作转速或遮断转速。在偏心体飞出后，弹簧力跃变为fezd,离心力跃变为ffm 3 冶 a x) o(a)图6-24匕锤和飞环式机械超速危急保安器（a）飞锤式；（b）飞环式在保护系统动作后，机组转速下降，偏心体的离心力减小，当机组转速降至 st时，离心力与弹簧力相等，即 讥2w&0+心）/（力心），随后转速稍有减 小，因离心力的下降速率大于弹簧力，故使偏心体快速复位。我们称gt为复位 转速。图6

52、-25超速危急保安器的动作转速与复位转速图6-25给岀了机械式超速危急保安器动作与复位过程中离心力与弹簧力的 变化关系。很明显，动作转速5高于复位转速5,两者差值的大小正比于厶 与e的差值。为使机组能口j靠地停机，通常要求复位转速不要太高，但也不宜太 低，一般要求复位转速高丁机组的额定转速，这样在降速到额定转速而系统就能 复位，以便机组排除故障后尽快带负荷运行。5. 电磁式转速感受器屯磁式转速传感器是屯液调节系统的转速感受器，它将转速信号转变为电脉 冲频率信号。在电液调节系统中主要采用无源的磁阻讯号发送器和有源的电涡流 传感器，这里仅以磁阻式转速感受器为例作简要介绍。图6-26磁阻式转速感受器

53、磁阻式转速感受器是由磁钢、线圈、铁芯等组成，其原理性结构如图6-26 所示。当与汽轮机主轴一同旋转的测速齿轮的齿顶转至铁芯时，铁芯与测速齿轮 所构成的磁路的磁阻减小，则通过线圈的磁通量增大；相反地，当齿顶转离铁芯 时磁阻增大，通过线圈的磁通量减小。这样在齿顶交替转近和传离铁芯时，线圈 内磁通量交替发生变化，从而产生感应电动势，其频率为齿数与转速的乘积。通 常测速齿轮的齿数设为60,这样信号的频率恰为机组每分钟的转数。信号电压 的大小决定于单位时间内磁通量的变化率。在转速升高吋，信号的电压随之增大。 这种转速感受器是一种无源元件，工作可靠性很高，其不足是低转速时输出信号 太小，一般转速低于150

54、r/min f时不能正常工作。二、中间放大器对不同的转速感受机构，与之配套的中间放犬器的型式是不同的，主耍有压 力控制式和流量控制式两种。这里仅介绍液压调节系统中常用的随动滑阀、碟阀 和压力变换器三种小间放大元件。1 随动滑阀放大器随动滑阀放大器是与高速弹性调速器配套的调节系统第一级放大器，将调速 块的位移放大为分配滑阀的油口开度。它主要由随动滑阀、控制滑阀和分配滑阀、 杠杆等组成，它的作用是将调速块的位移非接触地转变为分配滑阀的汕口开度。 同步器作用在控制滑阀上，使杠杆以随动滑阀为支点转动，通过改变分配滑阀油 口的开度，起到平移传递特性曲线的作用。随动滑阀的关键部件是差动活塞，其工作原理如图

55、6-27所示。压力油经节 流孔进入活塞左侧腔室，然后经活塞上的节流孔臼2进入活塞的右侧腔室，最 后从喷嘴与调速块的间隙s中排出。活塞两侧腔室的汕压决定于节流孔、越 和喷嘴与调速块的间隙s为简化分析，略去油液的可压缩性，并假设各油口的流 量系数均相等。那么，根据流体力学理论，建立下列流量平衡方程：同步器揑制滑關调速块分配滑阀pi图6-27随动滑阀式中：asjid, 为喷嘴的直径。由上述流量平衡便可求得作用于差动活塞上的净油压作用力（右向为正）为% =也_必2 =(6-12)式屮：凡、川分别为差动活塞侧面积。差动活塞在平衡状态下，作用其上的净油压作用力应等于零，即4內=力2亿, 与之对应的喷嘴泄油

56、口的面积为出0。当汽轮机的转速改变时，例如转速升高， 调速块右移，使£曲0,由式(6-11)可知，差动活塞上的净油压作用力大于零, 即活塞在左向油压作用力的推动下向右移动。当活塞的右移量与调速块的位移量 相等吋，差动活塞达到新的平衡状态。由于差动活塞跟随调速块运动，故称之为 随动滑阀。我们知道，要提高随动滑阀的动作灵敏性，必须要求fb在平衡位置附近相 对于间隙s的变化率尽可能大，从而使；微量改变就能产生很大的并动力，使z 克服随动滑阀及分配滑阀上的动、静摩擦力，快速地响应调速块位移的改变。研 究表明：当4二4/2时，在差动活塞平衡位置附近fb,相对于s的变化率为最大 值。所以在稳态时

57、，a=pu/2o由杠杆传动关系可得，随动滑阀放大器的静态特性是(6-13)2.波形筒一碟阀放大器波形筒-碟阀放大器是与旋转阻尼转速感受器配套的调节系统第一级放人 器，它是由波形筒、碟阀、杠杆等部件组成，其原理性结构如图6-28所示。4jj*输助同步器放形倚6-28波形筒-碟阀放大器波形筒-碟阀放大器的输入信号为一次油压pu输出信号为二次油压6, w 杠杆力平衡的变化，达到改变碟阀间隙、变换和放大油压信号的作用。杠杆上的 作用力是向上的一、二次油压力，向下的是主、辅同步器及波形筒的弹簧力。来自主油泵的压力油经节流孔越供到碟阀腔室a,然后经碟阀间隙s排出， 在腔室a屮形成二次油压ao由流量平衡方程求得式中：aidls；么为碟阀直径。很明显，碟阀间隙增大时，二次油压p下降。当来自旋转阻尼器的一次油压內上升吋，波形筒底座上的油压作用力增大, 杠杆向上转动、碟阀间隙s增大，引起二次油压仅下降。在碟阀间隙增大时， 同步器及波形筒向下的弹簧力增大。当杠杆上一、二次油压作用力与弹簧力的改 变量的总和为零时，碟阀的间隙达到新的平衡状态，从而建立起一、二次油压的 对应关系。杠杆的力矩平衡方程为/ 2ji1/1az1 + 2/2 az2 +-k2) =+©2盃厶(6-14)a4 k 4式屮：h、h为主、辅同步器弹簧