技术领域
[0001] 本
发明涉及一种湿冷汽轮机运行背压连续优化控制方法及系统，属于燃
煤、燃气和核能等大型
热能发电过程的凝汽式汽轮机循环的优化控制领域，尤其是湿冷凝汽器运行背压或
真空的优化控制领域。
背景技术
[0002] 大型湿冷发
电机组的汽轮机循环凝汽器的冷却系统即冷源系统，通过由多台
电动机驱动、并可配备
变频器进行调速的并联
水泵系统输送冷却介质，即
循环水，因此而消耗大量的
电能。在配备了变频器，或水泵自身具有流量调节能
力的情况下，该冷源系统可以连续调节冷却介质流量。通常冷却介质的流量越大，冷源系统消耗的电能就越多，汽轮机的背压也会相应越低，即真空提高，汽轮机热耗率会发生相应的变化。由于输送冷却介质要消耗大量的电能、真空变化又对汽轮机的效率有重要影响，两种影响的特性存在差异,在相等的发电功率条件下，不同的冷源运行方式，即水泵或
风机的台数和转速(或其它流量调节参数)，会导致发电成本发生变化。在
发电机组运行过程中，如何通
过冷源系统的运行方式连续调节冷却介质的流量，使发电机组汽轮机循环始终保持在最佳的真空，即运行背压或真空的优化控制，或称为冷源优化控制，成为汽轮机循环优化控制领域的历史性课题。
[0003] 在发电机组实际运行过程中，不论发电功率是否稳定，当调整循环水系统的运行工作点时，由于汽轮机背压或真空的变化取决于包括循环水
温度、循环水流量等多种变化因素的影响，运行人员无法预测循环水流量的变化值、循环水系统的电功率的变化值、汽轮机背压或真空的变化值等多种优化影响因素，因此没有必要的调节依据，处于极度盲目的行走的过程之中和状态之下，成为实现运行背压或真空的优化控制的根本问题和障碍。解决这个工程问题不可能通过简单的方法，只能通过实时在线的计算机
软件，提供这些数据的预测能力，也包括借助于这种预测能力提供最优的循环水系统的工作点，并利用最优工作点的数据对循环水泵实现转速自动控制。因此，冷源优化课题的关键是实现预测能力，此预测能力包括对当前运行状态的预测和调节循环水系统运行状态之后的运行状态。通过同一套完整和系统的数值方法，对当前运行状态的预测值应当反映当前实际运行状态，并与当前的实际运行状态保持一致，对调节后运行状态的预测值应当有能够满足优化运行目标的足够的
精度，为运行人员提供预测功能，并实现优化控制。
[0004] 冷源优化可以选择不同的优化目标，包括考虑当前上网电价、
燃料价格(可以加入其它可变成本，例如与煤耗呈正比的水耗成本)的发电利润最大化、供电成本最小化以及不考虑价格因素的供电煤耗最小化等，甚至采用与实际运行条件并不相符的输出功率最大化等。
[0005] 冷源优化控制问题包括两个方面，首先是如何确定最优的真空或背压，其次是实现自动控制。由于最优真空、最优冷源系统运行方式、最优冷却介质流量是真空优化控制问题之同一个优化解的相互对应的三个方面，理想的解决方案是同时得到最优背压、最优真空和对应的最优冷源系统运行方式，并利用最优冷源系统运行方式的数据实现自动控制。
[0006] 发电功率和冷却介质温度是真空优化控制问题的基本影响因素之一。对于一定的发电机组，其运行过程中最佳的真空可以被认为是一种函数，即优化真空函数或冷源优化函数。该函数有包括发电功率和冷却介质温度两个自变量在内的多个自变量(或时变因素)，和多种待定的参数。参数的差异，决定了每台相同冷源系统类型的不同的发电机组真空优化控制函数是不同的。时变因素的存在使得对于同一台发电机组，在同样的发电功率和冷却介质温度条件下，在不同的时刻，真空优化控制函数也是不同的。
[0007] 换言之，冷源优化控制函数，除发电功率和冷却介质温度两个自变量以外，该函数关系还受多种因素的影响。这些因素可以分为：
[0008] 多种待定参数：完全被每个具体发电机组的设备系统的实际设备的设计因素决定的恒定特性参数，包括完全由实际运行工作点决定的恒定特性参数(例如凝汽器
传热系数受换热强度和冷却介质温度的影响)。
[0009] 多种时变因素：除发电功率和冷却介质温度以外的，运行过程中可能变化的各种时变因素。一般代表性的时变因素包括：
[0010] a)汽轮机循环热耗率或冷源损失的变化。
[0011] b)真空测点的类型、
位置和安装方式等导致的真空或背压的测量误差。
[0012] c)冷却介质温度测点的差异导致的温度测量误差。
[0013] d)真空严密性和抽真空系统特性的变化，导致背压中空气分压的变化。
[0014] e)凝汽器清节度的变化，导致背压中
蒸汽分压的变化。
[0015] f)闭路湿冷循环水系统的蓄水池水位的变化，开式湿冷循环水系统水源入口水位、水源出口水位的变化。
[0016] g)由于换
热管堵塞导致的凝汽器有效冷却面积的减少。
[0017] h)由于换热管堵塞导致的凝汽器阻力变化。
[0018] i)循环水系统阻力变化等。
[0019] 时变因素容易发生变化，也往往难以直接测量。一般可以认为时变因素对真空的影响可能的程度，对湿冷系统>1kPa,这种影响程度相当于一台循环水泵的启停或所有风机转速调节30％左右的影响程度，因此真空优化控制问题必须考虑时变因素的影响。
发明内容
[0020] 经过研究发现，因为冷源优化问题涉及汽轮机循环模型、冷源模型、凝汽器模型等多方面模型的理论和实践问题，尤其是由于上述多方面的时变因素导致的复杂性，使得真空优化控制问题变得非常困难。作为有使用价值的系统性的成果的完整的解决方案，背景技术停滞在空白状态。
[0021]
现有技术不仅没有实现运行背压或真空准确的最优真空的确定方法，也没有实现运行背压的自动控制，也没有对冷源系统进行连续调节的完整的方案。导致实际运行中，循环水系统的调节和控制，处于深度的盲目和随意状态，成为
发电厂运行管理中的难题。
[0022] 存在的问题包括：
[0023] 仅对随着冷却介质流量的增加，真空提高，汽轮机热耗率下降的关系的冷源优化问题进行过定性的理论性的量化分析的研究,没有考虑时变因素和确定实际发电机组的设备特性的方法，也没有实际定量考虑阻塞背压的影响。
[0024] 没有建立有效的背压
预测模型。当冷源系统运行方式发生变化时，汽轮机热耗率的变化是与当前背压值和背压变化量相关的。因此要得到汽轮机热耗率的变化，必须计算当冷源系统运行方式从当前方式变为设定方式后的预测背压值。
[0025] 没有建立严谨、实用的冷源系统流量和功率模型。背景技术的冷源系统模型通常是基于流量、压头和功率分别与转速的一次、二次和三次防呈正比的理论。这显然是错误的：至少对于并联运行的循环水泵系统，经常出现并联运行、台数变化或转速不同的情况，这时定速运行的水泵的流量、压头都会受到影响，每台泵的流量、压头的变化并非完全取决于转速。例如，单台泵运行比时双台泵并联运行时的单泵流量明显要小。
[0026] 没有实际阻塞背压的确定方法。
[0027] 没有考虑时变因素对冷源优化控制问题的影响条件下的建模问题。
[0028] 在发电厂实际运行层面，背景技术中不仅没有严格和系统的技术依据作为真空优化的实际运行指导，更没有相对完整的真空优化控制方案，甚至都没有设计条件下的真空优化控制方案。虽然阻塞背压是汽轮机低压缸设计及相应的理论计算的重要考量因素之一，但在发电厂运行行业内，阻塞背压仅仅停留在汽轮机热耗率特性的理论概念的水平上，并没有在汽轮机运行的工程实践中被确定、被测量、或得到量化的应用。
[0029] 在理论研究层面，背景技术只是提出了根据发电功率和循环水温度通过建立冷端系统数学模型进行在线分析、再通过枚举法循环对比计算得到真空优化控制方案的功能思路，并没有提出完整的或实际可行的方法。
[0030] 本发明所要解决的技术问题是，针对现有技术没有包括阻塞背压在内的所有必要的恒定特性参数的完整的冷源优化数学模型；没有上述恒定特性参数的测定方法；没有考虑主要的时变因素影响的方法等的不足，提供一种完整的、可行的、通用的湿冷汽轮机运行背压连续优化控制方法及系统。
[0031] 本发明解决上述技术问题的技术方案如下：一种湿冷汽轮机运行背压连续优化控制方法，具体包括以下步骤：
[0032] 初级模型建立步骤：
[0033] 建立冷源系统的水力模型；
[0034] 建立以循环水泵组运行方式参数为自变量的循环水泵组的压头模型和功率模型；
[0035] 建立用于确定冷却介质流量、冷却介质进出口温度与凝汽器饱和温度之间关系的凝汽器模型；
[0036] 确定主要的时变因素表征量，并建立用于计算主要时变因素表征量的时变因素模型；
[0037] 次级模型建立步骤：
[0038] 根据水力模型、压头模型、功率模型、凝汽器模型和时变因素模型；建立用于确定不同的冷源系统运行方式与相应的预测背压之间关系的背压模型；
[0039] 建立用于确定汽轮机循环热耗率与发电机组背压之间关系的汽轮机热耗率模型；
[0040] 优化控制步骤：获取冷源系统当前发电功率，在当前发电功率条件下，根据功率模型、背压模
块和热耗率模型，计算不同冷源运行方式的冷源耗电功率和燃料消耗率，求得冷源优化控制的最优解。
[0041] 本发明的有益效果是：本发明有效的反映时变因素的影响、准确预测背压变化、合理处理阻塞背压问题、准确预测冷源系统和发电机组能耗的变化、准确求解目标函数、在全年任何季节和
气候条件下都能保证计算结果的可靠和准确、形成理想的光滑变化的并可以随时通过试验对其控制的优化性和经济性进行验证的理想的数学模型和控制效果。达到充分有效的、终极性的、理想的实用成果。
[0042] 本发明全面突破了背景技术面临的实质性的技术障碍，首次完整实现了大型发电厂汽轮机组真空的连续优化控制的关键技术，解决了这一历史性课题，并在实践中取得了理想的应用效果。
[0043] 本发明的模型有效
跟踪了主要时变因素的影响。本发明对时变因素的考虑，首先保证了在主要时变因素的影响下所预测的背压在当前冷源系统运行方式下，与实际当前背压相等，在冷源系统运行方式发生改变的情况下有效跟踪时变因素的影响，使得本发明对于时变因素具有良好的自适应性。由于汽轮机热耗率特性随背压而变化，预测背压必须保证在当前冷源系统运行方式下与当前背压相等，才能得到背压变化后汽轮机热耗率的实际变化的预测结果。由于实际自动控制过程中，优化计算总是基于当前实际冷源运行方式进行，当发电功率、冷却介质温度等条件和其它时变因素变化时，在亚
临界状态，本发明得到的优化运行解具有较高的准确性，同时由于优化解是基于当前运行方式的连续变化过程，因此当优化解在亚临界和临界状态之间变化时，可以实现优化解的无缝连接和平滑的转换。采用本发明开发的冷源连续优化控制软件不仅可以完成基本的连续优化控制任务，而且当发电机组环境条件、设备条件等对真空或冷源有明显影响的时变因素出现或变化时，仍然能够正常运行并起到充分的、连续的、平滑的优化控制作用。
[0044] 本发明建立的冷源系统流量、功率模型实现了并联运行的水泵系统的解析计算，在所有水泵的台数或转速发生变化时，都能够准确得到流量和功率的解。
[0045] 对于不同的发电机组，应用本发明可以有效的得到实际阻塞背压和汽轮机循环热耗率特性，从而实现精确的优化控制。背景技术通常将汽轮机循环热耗率阻塞背压描述为一段光滑曲线上的极值点,造成汽轮机循环热耗率特性模型的复杂化，也造成阻塞背压的测量问题的复杂化。本发明将汽轮机循环热耗率的模型分为亚临界和超临界两段，阻塞背压为两段曲线的交点，不仅使模型得到简化，而且经实践验证已经足够准确。
[0046] 由于采用本发明开发的冷源优化控制软件，不仅可以输出每时每刻的最优真空或背压，而且可以输出最优电机转速，该
信号可以用于直接控制电机转速，因此应用本发明可以实现冷源、真空或背压的连续优化自动控制，保证机组的真空或背压始终保持在最经济的优化状态。
[0047] 本发明不仅能够最大限度地起到节能减排的作用，而且可以降低发电厂的运行管理工作负担，提高管理水平和工作效率。
[0048] 取决于当地的气候条件和发电机组冷端系统的设计和维护条件，本发明可以提高发电厂的总体
能源转换效率0.5％左右。由于能源消耗减少，必然相应地减少污染排放和污染治理成本,对全球保护环境、减少
碳排放具有重要意义。
[0049] 本发明的积极效果还包括针对不同的冷源系统克服了时变因素的干扰。包括：
[0050] a)汽轮机循环热耗率或冷源损失的变化。
[0051] b)真空测点的类型、位置和安装方式等导致的真空或背压的测量误差。
[0052] c)冷却介质温度测点的差异导致的温度测量误差。
[0053] d)真空严密性和抽真空系统特性的变化。
[0054] e)凝汽器清节度的变化。
[0055] f)闭路湿冷循环水系统的蓄水池水位的变化、开式湿冷循环水系统水源入口水位、水源出口水位的变化。
[0056] g)由于换热管堵塞导致的凝汽器有效冷却面积的减少。
[0057] h)由于换热管堵塞导致的凝汽器阻力变化。
[0058] i)循环水系统阻力变化等。
[0059] 在上述技术方案的
基础上，本发明还可以做如下改进。
[0060] 进一步，所述水力模型用于确定冷源系统冷却介质流量、水源入口水位、水源出口水位、水泵的压头、凝汽器压力损失和管网压力损失之间的关系。
[0061] 进一步，所述建立汽轮机热耗率模型的具体过程包括以下步骤：
[0062] 在设定的冷却介质温度条件下和设定的发电功率条件下，通过建立背压散点图，计算获得当前发电功率所对应的阻塞背压；
[0063] 根据发电功率和阻塞背压之间的关系建立阻塞模型；
[0064] 根据
超临界状态汽轮机循环热耗率和背压之间的关系建立超临界汽轮机循环热耗率模型；
[0065] 根据亚临界状态汽轮机循环热耗率和背压之间的关系建立亚临界汽轮机循环热耗率模型；
[0066] 根据当前发电功率和阻塞模型计算阻塞背压，根据当前背压和阻塞背压判断背压处于亚临界、临界或超临界状态；
[0067] 根据背压所处的状态，选择相应的亚临界汽轮机循环热耗率模型、临界汽轮机循环热耗率模型或超临界汽轮机热耗率模型，计算汽轮机循环热耗率。
[0068] 进一步，所述计算阻塞背压的过程具体包括以下步骤：
[0069] 在13摄氏度以下的冷却介质温度条件下和设定的发电功率条件下，通过改变冷却介质流量，使汽轮机工作在四个以上不同的背压工作点；
[0070] 分别测量所有背压工作点所对应的汽轮机循环热耗率；
[0071] 所述汽轮机循环热耗率以背压为横轴，并以热耗率为纵轴；获得汽轮机循环热耗率对应的背压散点图；
[0072] 判断阻塞背压在所述背压散点图所处的位置；
[0073] 分别对阻塞背压在背压散点图所处的位置的左侧和右侧的数据进行曲线拟和；
[0074] 求两条拟和曲线的交点，得到的交点即为当前发电功率所对应的阻塞背压。
[0075] 进一步，所述循环水泵组运行方式参数包括水泵数量、转速和冷却介质流量。
[0076] 进一步，所述建立循环水泵组的压头模型和功率模型的过程具体包括以下步骤：
[0077] 对单台水泵，在至少三种不同转速下进行试验，确定功率与转速的特性关系曲线；
[0078] 根据产品说明资料或现场试验资料获取已知的在额定转速下的流量-压头曲线，将其表示为二次多项式形式的流量-压头表达式；
[0079] 在流量-压头表达式中加入转速分量，转速分量为转速的线性表达式，压头等于转速分量与流量的二次多项式之和；
[0080] 在单台循环水泵运行的条件下，求取转速分量的系数。
[0081] 进一步，所述求取转速分量的系数的具体过程包括以下步骤：
[0082] 在单台循环水泵运行的条件下，通过调节转速改变循环水流量，通过循环水温升和发电机组冷源损失计算循环水流量；
[0083] 根据冷源系统水力模型计算不同转速下的压头；
[0084] 根据不同转速下的循环水流量和压头，求取转速分量的系数。
[0085] 进一步，所述确定主要的时变因素表征量，并建立时变因素模型的过程具体包括以下步骤：
[0086] 确定时变因素表征量为当前背压偏差；
[0087] 根据当前冷源系统运行方式计算当前循环水流量；
[0088] 根据当前循环水进出口温度和当前循环水流量计算得到当前冷源损失；
[0089] 根据当前循环水进出口温度和循环水流量计算得到当前凝汽器理论端差、理论饱和温度和当前理论背压；
[0090] 根据测量得到的当前实测背压和上述计算得到的当前理论背压，计算当前冷源系统运行方式下的当前背压偏差。
[0091] 进一步，所述建立背压模型的过程具体包括以下步骤：
[0092] 设定一种冷源系统运行方式，计算设定的冷源系统运行方式下的循环水流量；
[0093] 根据当前循环水入口温度、循环水流量和当前冷源损失，计算得到循环水出口温度；
[0094] 根据循环水入口温度、循环水出口温度和循环水流量计算凝汽器理论端差、理论饱和温度和理论背压；
[0095] 根据计算得到的理论背压和当前理论背压，及当前背压偏差计算预测背压。
[0096] 采用上述进一步方案的有益效果是，其中涉及的凝汽器传热系数可以通过试验取得。
[0097] 进一步，所述预测背压的计算公式为：
[0098] 预测背压＝理论背压*(1+当前背压偏差/当前理论背压)公式(1)。
[0099] 采用上述进一步方案的有益效果是，通过在先步骤获得的理论背压、当前理论背压和当前背压偏差，通过公式(1)可以是否明确并快速的获得在某种冷源系统运行方式下的准确且唯一的预测背压，因此，可以明确不同冷源系统运行方式与相应的预测背压之间的关系。
[0100] 进一步，所述确定主要的时变因素表征量，并建立时变因素模型的过程具体包括以下步骤：
[0101] 确定时变因素表征量为当前凝汽器等效传热系数；
[0102] 根据当前循环水入口稳定、当前循环水出口温度、循环水流量和背压，计算当前凝汽器饱和温度和当前凝汽器等效传热系数。
[0103] 进一步，所述建立背压模型的过程具体包括以下步骤：
[0104] 设定某种冷源系统运行方式；
[0105] 计算设定的冷源系统运行方式下的循环水流量；
[0106] 根据当前循环水入口温度、循环水流量、当前冷源损失，计算循环水出口温度；
[0107] 根据当前凝汽器等效传热系数、循环水出口温度、循环水流量计算凝汽器端差、饱和温度和预测背压。
[0108] 采用上述进一步方案的有益效果是，其中涉及的凝汽器传热系数不需要通过试验取得，而是通过当前运行数据计算出当前凝汽器等效传热系数，并利用当前凝汽器等效传热系数预测在不同的循环水流量条件下的凝汽器端差。该种方法与本发明第二、第三方面提出的方法相比，不需要对凝汽器传热系数进行测定，虽然控制精度有所下降，但编程和实施工作相对简化。
[0109] 本发明的表述式适用于发电利润最大化的优化目标函数，同时本发明的方法可以用于其他的优化目标，包括供电成本最小化、不考虑价格因素的供电煤耗最小化、供电功率最大化等。用于其他的优化目标的技术方案属于本发明的保护范围。
[0110] 实质上所有冷源系统最终都是直接或间接地通过空气冷却的。由于间接空冷系统仍然需要循环水作为中间冷却介质,并最终通过逆流式自然
通风冷却塔带走热量,故在暂时不考虑湿冷系统存在循环水
蒸发的差异的前提下，可以认为间接空冷系统与湿冷系统的工艺流程更为接近，因此本发明对可以适用于除海勒式空冷外的间接空冷系统。
[0111] 本发明解决上述技术问题的技术方案如下：一种湿冷汽轮机运行背压连续优化控制系统，包括初级模型建立模块、次级模型建立模块和优化控
制模块；
[0112] 初级模型建立模块用于建立冷源系统的水力模型，以循环水泵组运行方式参数为自变量的循环水泵组的压头模型和功率模型，和用于确定冷却介质流量、冷却介质进出口温度与凝汽器饱和温度之间关系的凝汽器模型；并确定主要的时变因素表征量，建立用于计算主要时变因素表征量的时变因素模型；
[0113] 次级模型建立模块用于根据水力模型、压头模型、功率模型、凝汽器模型和时变因素模型；建立用于确定不同的冷源系统运行方式与相应的预测背压之间关系的背压模型；并建立用于确定汽轮机循环热耗率与发电机组背压之间关系的汽轮机热耗率模型；
[0114] 优化
控制模块用于获取冷源系统当前发电功率，在当前发电功率条件下，根据功率模型、背压模块和热耗率模型，计算不同冷源运行方式的冷源耗电功率和燃料消耗率，求得冷源优化控制的最优解。
附图说明
[0115] 图1为本发明具体
实施例1所述的一种湿冷汽轮机运行背压连续优化控制方法
流程图；
[0116] 图2为本发明具体实施例1所述的一种湿冷汽轮机运行背压连续优化控制系统结构
框图。
[0117] 附图中，各标号所代表的部件列表如下：
[0118] 1、初级模型建立模块，2、次级模型建立模块，3、优化控制模块。
具体实施方式
[0119] 以下结合附图对本发明的原理和特征进行描述，所举实例只用于解释本发明，并非用于限定本发明的范围。
[0120] 如图1所示，为本发明具体实施例1所述的一种湿冷汽轮机运行背压连续优化控制方法，具体包括以下步骤：
[0121] 初级模型建立步骤：建立冷源系统的水力模型；
[0122] 建立以循环水泵组运行方式参数为自变量的循环水泵组的压头模型和功率模型；
[0123] 建立用于确定冷却介质流量、冷却介质进出口温度与凝汽器饱和温度之间关系的凝汽器模型；
[0124] 确定主要的时变因素表征量，并建立用于计算主要时变因素表征量的时变因素模型；
[0125] 次级模型建立步骤：根据水力模型、压头模型、功率模型、凝汽器模型和时变因素模型；建立用于确定不同的冷源系统运行方式与相应的预测背压之间关系的背压模型；
[0126] 建立用于确定汽轮机循环热耗率与发电机组背压之间关系的汽轮机热耗率模型；
[0127] 优化控制步骤：获取冷源系统当前发电功率，在当前发电功率条件下，根据功率模型、背压模块和热耗率模型，计算不同冷源运行方式的冷源耗电功率和燃料消耗率，求得冷源优化控制的最优解。
[0128] 本发明实施例2所述的一种湿冷汽轮机运行背压连续优化控制方法，在实施例1的基础上，所述水力模型用于确定冷源系统冷却介质流量、水源入口水位、水源出口水位、水泵的压头、凝汽器压力损失和管网压力损失之间的关系。
[0129] 本发明实施例3所述的一种湿冷汽轮机运行背压连续优化控制方法，在实施例1或2的基础上，所述建立汽轮机热耗率模型的具体过程包括以下步骤：
[0130] 在设定的冷却介质温度条件下和设定的发电功率条件下，通过建立背压散点图，计算获得当前发电功率所对应的阻塞背压；
[0131] 根据发电功率和阻塞背压之间的关系建立阻塞模型；
[0132] 根据超临界状态汽轮机循环热耗率和背压之间的关系建立超临界汽轮机循环热耗率模型；
[0133] 根据亚临界状态汽轮机循环热耗率和背压之间的关系建立亚临界汽轮机循环热耗率模型；
[0134] 根据当前发电功率和阻塞模型计算阻塞背压，根据当前背压和阻塞背压判断背压处于亚临界、临界或超临界状态；
[0135] 根据背压所处的状态，选择相应的亚临界汽轮机循环热耗率模型、临界汽轮机循环热耗率模型或超临界汽轮机热耗率模型，计算汽轮机循环热耗率。
[0136] 本发明实施例4所述的一种湿冷汽轮机运行背压连续优化控制方法，在实施例1-3任一实施例的基础上，所述计算阻塞背压的过程具体包括以下步骤：
[0137] 在设定的13摄氏度以下冷却介质温度条件下和设定的发电功率条件下，通过改变冷却介质流量，使汽轮机工作在四个以上不同的背压工作点；
[0138] 分别测量所有背压工作点所对应的汽轮机循环热耗率；
[0139] 所述汽轮机循环热耗率以背压为横轴，并以热耗率为纵轴；获得汽轮机循环热耗率对应的背压散点图；
[0140] 判断阻塞背压在所述背压散点图所处的位置；
[0141] 分别对阻塞背压在背压散点图所处的位置的左侧和右侧的数据进行曲线拟和；
[0142] 求两条拟和曲线的交点，得到的交点即为当前发电功率所对应的阻塞背压。
[0143] 本发明实施例5所述的一种湿冷汽轮机运行背压连续优化控制方法，在实施例1-4任一实施例的基础上，所述循环水泵组运行方式参数包括水泵数量、转速和冷却介质流量。
[0144] 本发明实施例6所述的一种湿冷汽轮机运行背压连续优化控制方法，在实施例5的基础上，所述建立循环水泵组的压头模型和功率模型的过程具体包括以下步骤：
[0145] 对单台水泵，在至少三种不同转速下进行试验，确定功率与转速的特性关系曲线；
[0146] 获取已知的在额定转速下的流量-压头曲线，将其表示为二次多项式形式的流量-压头表达式；
[0147] 在流量-压头表达式中加入转速分量，转速分量为转速的线性表达式，压头等于转速分量与流量的二次多项式之和；
[0148] 在单台循环水泵运行的条件下，求取转速分量的系数。
[0149] 本发明实施例7所述的一种湿冷汽轮机运行背压连续优化控制方法，在实施例6的基础上，所述求取转速分量的系数的具体过程包括以下步骤：
[0150] 在单台循环水泵运行的条件下，通过调节转速改变循环水流量，通过循环水温升和发电机组冷源损失计算循环水流量；
[0151] 根据冷源系统水力模型计算不同转速下的压头；
[0152] 根据不同转速下的循环水流量和压头，求取转速分量的系数。
[0153] 本发明实施例8所述的一种湿冷汽轮机运行背压连续优化控制方法，在实施例1-7任一实施例的基础上，所述确定主要的时变因素表征量，并建立时变因素模型的过程具体包括以下步骤：
[0154] 确定时变因素表征量为当前背压偏差；
[0155] 根据当前冷源系统运行方式计算当前循环水流量；
[0156] 根据当前循环水进出口温度和当前循环水流量计算得到当前冷源损失；
[0157] 根据当前循环水进出口温度和循环水流量计算得到当前凝汽器理论端差、理论饱和温度和当前理论背压；
[0158] 根据测量得到的当前实测背压和上述计算得到的当前理论背压，计算当前冷源系统运行方式下的当前背压偏差。
[0159] 本发明实施例9所述的一种湿冷汽轮机运行背压连续优化控制方法，在实施例8的基础上，所述建立背压模型的过程具体包括以下步骤：
[0160] 设定一种冷源系统运行方式，计算设定的冷源系统运行方式下的循环水流量；
[0161] 根据当前循环水入口温度、循环水流量和当前冷源损失，计算得到循环水出口温度；
[0162] 根据循环水入口温度、循环水出口温度和循环水流量计算凝汽器理论端差、理论饱和温度和理论背压；
[0163] 根据计算得到的理论背压和当前理论背压，及当前背压偏差计算预测背压。
[0164] 其中涉及的凝汽器传热系数可以通过试验取得。
[0165] 所述预测背压的计算公式为：
[0166] 预测背压＝理论背压*(1+当前背压偏差/当前理论背压)公式(1)。
[0167] 本发明实施例10所述的一种湿冷汽轮机运行背压连续优化控制方法，在实施例1-7任一实施例的基础上，所述确定主要的时变因素表征量，并建立时变因素模型的过程具体包括以下步骤：
[0168] 确定时变因素表征量为当前凝汽器等效传热系数；
[0169] 根据当前循环水入口稳定、当前循环水出口温度、循环水流量和背压，计算当前凝汽器饱和温度和当前凝汽器等效传热系数。
[0170] 本发明实施例11所述的一种湿冷汽轮机运行背压连续优化控制方法，在实施例10的基础上，所述建立背压模型的过程具体包括以下步骤：
[0171] 设定某种冷源系统运行方式；
[0172] 计算设定的冷源系统运行方式下的循环水流量；
[0173] 根据当前循环水入口温度、循环水流量、当前冷源损失，计算循环水出口温度；
[0174] 根据当前凝汽器等效传热系数、循环水出口温度、循环水流量计算凝汽器端差、饱和温度和预测背压。
[0175] 其中涉及的凝汽器传热系数不需要通过试验取得，而是通过当前运行数据计算出当前凝汽器等效传热系数，并利用当前凝汽器等效传热系数预测在不同的循环水流量条件下的凝汽器端差。该种方法与本发明第二、第三方面提出的方法相比，不需要对凝汽器传热系数进行测定，虽然控制精度有所下降，但编程和实施工作相对简化。
[0176] 如图2所示，为本发明具体实施例1所述的一种湿冷汽轮机运行背压连续优化控制系统，包括初级模型建立模块1、次级模型建立模块2和优化控制模块3；
[0177] 初级模型建立模块1用于建立冷源系统的水力模型，以循环水泵组运行方式参数为自变量的循环水泵组的压头模型和功率模型，和用于确定冷却介质流量、冷却介质进出口温度与凝汽器饱和温度之间关系的凝汽器模型；并确定主要的时变因素表征量，建立用于计算主要时变因素表征量的时变因素模型；
[0178] 次级模型建立模块2用于根据水力模型、压头模型、功率模型、凝汽器模型和时变因素模型；建立用于确定不同的冷源系统运行方式与相应的预测背压之间关系的背压模型；并建立用于确定汽轮机循环热耗率与发电机组背压之间关系的汽轮机热耗率模型；
[0179] 优化控制模块3用于获取冷源系统当前发电功率，在当前发电功率条件下，根据功率模型、背压模块和热耗率模型，计算不同冷源运行方式的冷源耗电功率和燃料消耗率，求得冷源优化控制的最优解。
[0180] 在具体示例中，实现本发明的最好方式包括以下：
[0181] 1.优化目标函数：
[0182] 冷源优化可以选择不同的优化目标，建议采用与发电厂实际运行状态和需求最相符的运行利润最大化目标。
[0183] 冷源优化目标函数＝单位热量单价×汽轮机循环热耗率/
锅炉效率/管道效率×发电功率-当前上网电价乘以冷源总有功功率。
[0184] 上式中，单位热量成本，可以加入其它可变成本，包括冷源耗电以外的与发电功率相关的厂用电、水耗等的成本。锅炉效率、管道效率可以取常数。
[0185] 2.冷源连续优化控制软件：
[0186] 本发明通过编制一套在线应用的冷源连续优化控制软件实现。软件中求解复杂方程组等数学计算任务可以使用MATLAB的专用计算包。
[0187] 至少一台循环水泵加装流量调节设备。流量调节设备可以采用循环水泵电机加装变频器，或采用
叶片可在线调节的循环水泵。以下以一台循环水泵电机加装变频器的方式为例说明实现本发明的最好方式。循环水量的调节通过改变泵台数和变频循环水泵的转速相结合。应设定循环水泵的转速的上下限，以保证循环水系统运行的安全性。冷源连续优化控制软件在实现本发明提出的实现方法的基础上，应采用周期性循环计算的方式。每个循环首先计算在当前泵台数和变频泵转速的优化目标值，再计算各种泵台数条件下，在循环水泵转速上下限范围内，一定步长变化的转速，所对应的优化目标值，得到每种泵台数条件下，最优的变频泵转速，以及最优的优化目标值与当前实际运行方式的优化目标值之差，即实际效益之差。在此基础上，由运行人员根据机组发电功率和循环水温度的变化趋势，判断是否改变循环水泵台数。无论循环水泵台数如何，变频泵转速均根据该泵台数对应的最优的变频泵转速分别进行输出，并采用实际泵台数对应的优化转速进行变频泵的自动优化控制。
[0188] 3.冷源系统水力模型：
[0189] 凝汽器压力损失、管道压力损失与循环水流量呈1.8-2.0次幂的关系。
[0190] 系统阻力等于水源进口、水源出口水位之差。
[0191] 水泵的压头等于循环水系统出入口差压即系统阻力，与凝汽器压力损失、管道压力损失之和。
[0192] 4.冷源系统的压头和功率模型
[0193] 水泵模型包括压头模型和功率模型，两个模型均以流量和转速作为自变量，分别以压头和功率作为待求量，形成两个具有两个自变量的函数。
[0194] 功率模型。循环水泵的功率与流量的关联性较小，通常可以认为功率仅与转速有关。
[0195] 压头模型：
[0196] H＝kpump1*Q2+kpump2*S+kpump3
[0197] 式中，S为转速，Q为流量，H为压头。转速的单位是rpm，流量的单位是t/s，压头单位是M。参数范围：kpump1＝-0.6～-0.9，kpump2＝0.1～0.2，kpump3＝-10～-40。
[0198] 5.利用泵模型求解实际的冷源系统：
[0199] 以各台泵的转速为已知量，设每台泵的各自的流量和相同的压头为未知数，利用冷源系统水力模型和单台水泵模型，建立并求解并联水泵的联立方程组，得到流量和功率。
[0200] 6.汽轮机热耗率模型：
[0201] 汽轮机热耗率的亚临界和超临界热耗率特性通常可以选择背压的线性表达式。
[0202] 以上所述仅为本发明的较佳实施例，并不用以限制本发明，凡在本发明的精神和原则之内，所作的任何
修改、等同替换、改进等，均应包含在本发明的保护范围之内。
