CN106884689B - 一种小型抽汽式供热汽轮机排汽降湿的方法 - Google Patents

Abstract

本发明公开了一种小型抽汽式供热汽轮机排汽降湿的方法，包括如下步骤：1）设计一条从高压蒸汽侧通往低压蒸汽侧的抽汽管道，管道上安装控制阀与节流阀对蒸汽流量与压力进行调节，利用高品质的主蒸汽提升低压蒸汽参数，进而达到降低汽轮机排汽湿度的目的；2）从系统中提取出所需要的测点数据，编写热力性能计算程序，计算出汽轮机高压蒸汽膨胀到低压蒸汽压力时与低压蒸汽的温差及排汽湿度；3）设计出抽汽调节的控制逻辑，首先对数据进行稳定性分析，然后基于高压蒸汽膨胀到低压蒸汽压力时与低压蒸汽温差安全裕度的约束条件，调节抽汽流量，降低汽轮机排汽湿度，提升汽机的使用寿命。本发明解决了汽轮机排汽湿度高的问题，延长了汽轮机的使用寿命。

Description

一种小型抽汽式供热汽轮机排汽降湿的方法

技术领域

本发明属于汽轮机技术领域，涉及一种小型抽汽式供热汽轮机排汽降湿的方法。

背景技术

热电联产是热能和电能联合生产的一种高效能源生产方式，既可以生产电能，又可以利用汽轮机作过功的蒸汽对用户进行供热。由于蒸汽没有冷源损失，其热效率甚至可以提高到85％，比大型凝汽式机组(热效率达40％)还要高得多。在热电联产中，对外供热的蒸汽源一般来自抽汽式汽轮机的调整抽汽或者背式汽轮机的排汽，压力通常分为0.78～1.28MPa和0.12～0.25MPa两等。前者供工业生产，后者供民用采暖，本发明中涉及的对象是前者。

目前工业生产对热负荷需求量巨大，许多用热公司周围一般都配有燃气—蒸汽联合循环机组，燃气机组启停快，调节迅速，可以依据需求实时满足热用户的需要。此类机组规模一般较小，机组所能提供的电负荷量较低，热负荷的收益一般要高于电负荷的收益，而燃气机组运行成本高，如果机组负荷全部用于发电，则效益将大大降低，因此电厂更倾向于提供更多的热负荷。

然而实际运行中，昼夜差别，季节不同，企业经营状况都会对热负荷量造成较大波动，且凝汽器真空度易受环境影响，导致汽轮机排汽压力波动也较大，运行时常会较大偏离设计工况，易造成汽轮机排汽湿度过高，侵蚀末级叶轮，影响汽机安全，使得汽轮机维护成本增加。在汽轮机末级安装除湿装置，虽然能够达到降湿的目的，但牵涉到对汽机内部的改造，安装复杂，成本较高，且装置维修难度较大。供热汽轮机并非一直排汽湿度较大，只是在某些工况供热条件下，排汽湿度较大。因此提出一种方法灵活的解决小型抽汽式供热汽轮机某些运行供热条件下湿度较高的问题显得尤为必要。

发明内容

发明目的：为了解决某些运行供热条件下抽汽式供热汽轮机湿度较高的问题，本发明提供了一种小型抽汽式供热汽轮机排汽降湿的方法。

技术方案：本发明提供一种小型抽汽式供热汽轮机排汽降湿的方法，包括以下步骤：

(1)设计一条从高压蒸汽侧通往低压蒸汽侧的管道3，旁路一股蒸汽用于提升低压蒸汽参数品质，进而达到降低汽轮机排汽湿度的目的，管道要求能够承受一定强度的高温，且需要在管道上安装控制阀1以及节流阀2，通过控制阀1调节抽取主蒸汽的流量，通过节流阀2对主蒸汽降压，避免其参数过高，冲击低压蒸汽管道。

(2)从系统中提取出所需要的测点数据，编写热力性能计算程序，计算出汽轮机高压蒸汽膨胀到低压蒸汽压力时与低压蒸汽的温差及排汽湿度，具体步骤如下:

(2a)从系统中提取出所需要的测点数据具体为高压蒸汽压力4、高压蒸汽温度5、高压蒸汽流量6、供热流量7、低压蒸汽压力8、低压蒸汽温度9、低压蒸汽流量10、排汽压力11组成的实时运行数据，当列数据存在明显异常点时，剔除该列数据，将前一时刻数据作为当前值；

(2b)编写热力性能计算程序，其中水蒸气的热力性质可根据“水和水蒸气热力性质1997年工业用公式”，即IAPWS-IF97公式编写的程序进行计算；

(2c)计算汽轮机高压蒸汽膨胀到低压蒸汽压力时与低压蒸汽的温差及排汽湿度，方法如下；

高压蒸汽比焓：H_gy＝H(P_gy,T_gy)

高压蒸汽比熵：S_gy＝S(P_gy,T_gy)

高压蒸汽膨胀到低压蒸汽压力时的等熵比焓：H_gd＝H(P_dy,S_gy)

高压蒸汽膨胀到低压蒸汽压力时的实际比焓：H_gdr＝H_gy-(H_gy-H_gd)*η₁

高压蒸汽膨胀到低压蒸汽压力时的比熵：S_gdr＝S(P_dy,H_gdr)

低压蒸汽比焓：H_dy＝H(P_dy,T_dy)

低压蒸汽比熵：S_dy＝S(P_dy,T_dy)

高低压蒸汽混合比焓：H_hh＝((M_gy-M_gr)*H_gdr+M_dy*H_dy)/(M_gy-M_gr+M_dy)

高低压蒸汽混合比熵：S_hh＝((M_gy-M_gr)*S_gdr+M_dy*S_dy)/(M_gy-M_gr+M_dy)

高压蒸汽膨胀到低压蒸汽压力时的温度：T_gdr＝T(P_dy,H_hh)

高压蒸汽膨胀到低压蒸汽压力时与低压蒸汽的温差：Δt＝T_gdr-T_dy

汽轮机排汽等熵比焓：H_pq＝H(P_pq,S_hh)

汽轮机排汽实际比焓：H_pqr＝H_hh-(H_hh-H_pq)*η₂

汽轮机排汽湿度：h_pqr＝1-x(P_pq,H_pqr)

其中，P_pq为汽轮机排汽压力13，MPa；P_gy为高压蒸汽压力4，MPa；T_gy为高压蒸汽温度5，℃；M_gr为供热蒸汽流量7，kg/s；H_gy为高压蒸汽比焓，kJ/kg；S_gy为高压蒸汽比熵，kJ/(kg·K)；P_dy为低压蒸汽压力11，MPa；T_dy为低压蒸汽温度12，℃；M_dy为低压蒸汽流量10，kg/s；H_dy为低压蒸汽比焓，kJ/kg；S_dy为低压蒸汽比熵，kJ/(kg·K)；M_gy为高压蒸汽流量6，kg/s；H_gd为高压蒸汽膨胀到低压蒸汽压力时的等熵比焓，kJ/kg；H_gdr为高压蒸汽膨胀到低压蒸汽压力时的实际比焓，kJ/kg；η₁为汽轮机高压缸效率；S_gdr为高压蒸汽膨胀到低压蒸汽压力时的比熵，kJ/(kg·K)；T_gdr为高压蒸汽膨胀到低压蒸汽压力时的实际温度，℃；Δt为高压蒸汽膨胀到低压蒸汽压力时与低压蒸汽的温差，℃；H_hh为高低压蒸汽混合比焓，kJ/kg；S_hh为高低压蒸汽混合比熵，kJ/(kg·K)；H_pq为汽轮机排汽等熵比焓，kJ/kg；H_pqr为汽轮机排汽实际比焓，kJ/kg；η₂为汽轮机低压缸效率；h_pqr为汽轮机排汽湿度。式中H、S、T、x分别为IAPWS-IF97公式中的比焓、比熵、温度、干度计算。

(3)设计出抽汽调节的控制逻辑，首先对数据进行稳定性分析，然后基于高压蒸汽膨胀到低压蒸汽压力时与低压蒸汽温差安全裕度的约束条件，调节控制抽汽流量，降低汽轮机排汽湿度。其具体步骤如下：

(3a)数据稳定性分析，本发明是以牺牲汽轮机短期一定的经济性换取其长期的经济性与安全性，所以只有在湿度持续保持超限的条件下，才打开控制阀1降湿，所以需要降低控制阀1的敏感度。设计中应规定汽机启动及供热流量突然增加时，不对汽轮机进行降湿，只有待汽轮机运行较为稳定时，才进行降湿调节。对采集的数据进行稳定性分析的具体做法为排汽湿度一段时间内取均值，判断其均值是否超限。

(3b)调节控制逻辑，当湿度超限，进入调节系统，如果高压蒸汽膨胀到低压蒸汽压力时与低压蒸汽温差Δt不在限定范围内，且混合温差减去一个微小温度增量，即|Δt-δ|绝对值变大，则汽轮机没有裕度进行降湿。反之则打开控制阀1，停止数据稳定性分析，切换为实时分析，利用高压蒸汽膨胀到低压蒸汽压力时与低压蒸汽温差的裕度进行调节，湿度达到要求，应停止继续调节，调门保持当前开度。如果高压蒸汽膨胀到低压蒸汽压力时与低压蒸汽温差的裕度用尽，湿度仍超限，同样应停止继续调节，汽轮机降湿达到其所能调节的最大空间。

附图说明

图1是小型抽汽式供热汽轮机降湿设计图；

图2是本发明小型抽汽式供热汽轮机降湿方法流程图；

表1汽轮机主要设计参数；

图3是供热流量与汽轮机排汽湿度及高压蒸汽膨胀到低压蒸汽压力时与低压蒸汽的温差关系图；

图4是排汽压力与汽轮机排汽湿度及高压蒸汽膨胀到低压蒸汽压力时与低压蒸汽的温差关系图；

图5是抽汽流量与汽轮机排汽湿度及高压蒸汽膨胀到低压蒸汽压力时及低压蒸汽的温差的关系图；

具体实施方式

本发实施例的小型抽汽式供热降湿设计图如图1所示，图2为小型抽汽式供热汽轮机降湿方法流程图，具体途径包括以下几个步骤：

(1)设计一条从高压蒸汽侧通往低压蒸汽侧的管道3，管道上安装控制阀1与节流阀2对蒸汽流量与压力进行调节，利用高品质的主蒸汽提升低压蒸汽参数性能，进而达到降低汽轮机排汽湿度的目的；

(2)从系统中提取出所需要的测点数据，编写热力性能计算程序，计算出汽轮机高压蒸汽膨胀到低压蒸汽压力时与低压蒸汽的温差及排汽湿度，具体方法如下；

高压蒸汽比焓：H_gy＝H(P_gy,T_gy)

高压蒸汽比熵：S_gy＝S(P_gy,T_gy)

高压蒸汽膨胀到低压蒸汽压力时的等熵比焓：H_gd＝H(P_dy,S_gy)

高压蒸汽膨胀到低压蒸汽压力时的实际比焓：H_gdr＝H_gy-(H_gy-H_gd)*η₁

高压蒸汽膨胀到低压蒸汽压力时的比熵：S_gdr＝S(P_dy,H_gdr)

低压蒸汽比焓：H_dy＝H(P_dy,T_dy)

低压蒸汽比熵：S_dy＝S(P_dy,T_dy)

高低压蒸汽混合比焓：H_hh＝((M_gy-M_gr)*H_gdr+M_dy*H_dy)/(M_gy-M_gr+M_dy)

高低压蒸汽混合比熵：S_hh＝((M_gy-M_gr)*S_gdr+M_dy*S_dy)/(M_gy-M_gr+M_dy)

高压蒸汽膨胀到低压蒸汽压力时的温度：T_gdr＝T(P_dy,H_hh)

高压蒸汽膨胀到低压蒸汽压力时与低压蒸汽的温差：Δt＝T_gdr-T_dy

汽轮机排汽等熵比焓：H_pq＝H(P_pq,S_hh)

汽轮机排汽实际比焓：H_pqr＝H_hh-(H_hh-H_pq)*η₂

汽轮机排汽湿度：h_pqr＝1-x(P_pq,H_pqr)

其中，P_pq为汽轮机排汽压力13，MPa；P_gy为高压蒸汽压力4，MPa；T_gy为高压蒸汽温度5，℃；M_gr为供热蒸汽流量7，kg/s；H_gy为高压蒸汽比焓，kJ/kg；S_gy为高压蒸汽比熵，kJ/(kg·K)；P_dy为低压蒸汽压力11，MPa；T_dy为低压蒸汽温度12，℃；M_dy为低压蒸汽流量10，kg/s；H_dy为低压蒸汽比焓，kJ/kg；S_dy为低压蒸汽比熵，kJ/(kg·K)；M_gy为高压蒸汽流量6，kg/s；H_gd为高压蒸汽膨胀到低压蒸汽压力时的等熵比焓，kJ/kg；H_gdr为高压蒸汽膨胀到低压蒸汽压力时的实际比焓，kJ/kg；η₁为汽轮机高压缸效率；S_gdr为高压蒸汽膨胀到低压蒸汽压力时的比熵，kJ/(kg·K)；T_gdr为高压蒸汽膨胀到低压蒸汽压力时的实际温度，℃；Δt为高压蒸汽膨胀到低压蒸汽压力时与低压蒸汽的温差，℃；H_hh为高低压蒸汽混合比焓，kJ/kg；S_hh为高低压蒸汽混合比熵，kJ/(kg·K)；H_pq为汽轮机排汽等熵比焓，kJ/kg；H_pqr为汽轮机排汽实际比焓，kJ/kg；η₂为汽轮机低压缸效率；h_pqr为汽轮机排汽湿度。式中H、S、T、x分别为IAPWS-IF97公式中的比焓、比熵、温度、干度计算。

(3)设计出抽汽调节的控制逻辑，首先对数据进行稳定性分析，然后基于高压蒸汽膨胀到低压蒸汽压力时与低压蒸汽温差安全裕度的约束条件，调节控制抽汽流量，降低汽轮机排汽湿度，提升汽机的使用寿命。

以某燃气—蒸汽联合循环机组可调整抽汽凝汽式汽轮机为例，汽轮机主要设计参数如表1所示。

表1汽轮机设计参数

该汽轮机通流部分由18级压力级组成，第1级为高压蒸汽级，第8级为抽汽供热级，第12级为低压蒸汽级。汽轮机高压缸效率为0.88，低压缸效率为0.85，一般汽轮机设计的末级排汽湿度要求不高于10％，高压蒸汽膨胀到低压蒸汽压力时与低压蒸汽的温差绝对值在50℃以内。

(1)数据稳定性分析，汽轮机启机开始供热时，运行参数不稳定，很有可能造成计算的排汽湿度较大，同时现场测点有时波动较大异常，可能会对排汽湿度超限产生误判，因此为了避免设计的控制阀1阀门过度调节，控制阀1阀门未打开时进行实时调节是不可取的。对于小型抽汽式供热汽轮机，其排汽湿度受供热流量等因素影响较大，汽轮机在某些工况下供热条件下，湿度会超限。本发明是以牺牲汽轮机短期一定的经济性换取其长期的经济性与安全性，所以只有在湿度持续保持超限的条件下，才打开调节阀降湿，所以需要降低调阀的敏感度。当汽机启动及供热流量突然增加时，不对汽轮机末级进行降湿，只有待汽轮机运行较为稳定时，才进行降湿调节。需要对采集的数据进行稳定性分析，具体做法为排汽湿度一段时间内取均值，判断其均值是否超限。

(2)从理论的角度分析供热流量及排汽压力对排汽湿度及高压蒸汽膨胀到低压蒸汽压力时与低压蒸汽的温差的影响，以汽轮机额定工况为例，采用控制变量的方法分别分析供热流量及排汽压力对汽轮机排汽湿度及高压蒸汽膨胀到低压蒸汽压力时与低压蒸汽的温差的影响。图3为供热流量与汽轮机排汽湿度及高压蒸汽膨胀到低压蒸汽压力时与低压蒸汽的温差关系图，图4为排汽压力与汽轮机排汽湿度及高压蒸汽膨胀到低压蒸汽压力时与低压蒸汽的温差关系图。

从图3中可以看出随着供热流量增加，汽轮机排汽湿度及高压蒸汽膨胀到低压蒸汽压力时与低压蒸汽的温差均是逐渐降低的，有些供热流量下汽轮机排汽湿度是超限的，具有一定的安全隐患。而高压蒸汽膨胀到低压蒸汽压力时与低压蒸汽的温差均在限定范围内，说明该工况供热条件下还存在一定裕度空间，可以通过抽汽对汽轮机排汽降湿。

从图4中可以看出随着排汽压力升高，汽轮机排汽湿度是逐渐降低的，高压蒸汽膨胀到低压蒸汽压力时与低压蒸汽的温差基本不变，汽轮机排汽压力越低经济性越好，但对汽轮机设备安全不利，可以发现低排汽压力下，汽轮机排汽湿度较大。高压蒸汽膨胀到低压蒸汽压力时与低压蒸汽的温差在限定范围内，说明该排汽压力供热条件下还存在一定裕度空间，可以通过抽汽对汽轮机排汽降湿。

(3)从理论角度对降湿调节进行分析，首先从汽轮机第1级高压蒸汽侧设计一条管道3到第12级低压蒸汽侧，安装调节阀1及节流阀2，由于蒸汽侧抽取的流量一般不是很大，可假设其对供热参数无影响，高压蒸汽通过控制阀1和节流阀2可降低到与低压蒸汽同压力，管道阀门的换热系数设定为0.93，调节抽汽流量，在高压蒸汽膨胀到低压蒸汽压力时与低压蒸汽的温差的限定范围内对汽轮机排汽进行降湿，以汽轮机设计参数为例，改变抽汽流量观察排汽湿度及压蒸汽膨胀到低压蒸汽压力时与低压蒸汽的温差的变化。图5为高压抽汽流量与排汽湿度及高压蒸汽膨胀到低压蒸汽压力时与低压蒸汽的温差的关系图，从中可以看出，随着抽汽流量的增加，排汽湿度逐渐降低，理论上是可以将湿度降低到限定范围内，而高压蒸汽膨胀到低压蒸汽压力时与低压蒸汽的温差的绝对值在此过程中呈增加趋势。高压蒸汽膨胀到低压蒸汽压力时与低压蒸汽的温差过大，会有很大的热冲击，将导致汽机壁受热不均匀，易造成设备应力损伤，因此降湿调节过程中，不能使其之间温差超过安全裕度。如果在调节过程中，当高压蒸汽膨胀到低压蒸汽压力时与低压蒸汽的温差达到限定的要求后，应停止继续调节，汽轮机降湿达到其所能调节的最大空间。虽然理论分析调节与实际调节有些差异，但它从某种角度，证明通过从高压蒸汽侧旁路一股蒸汽提升低压蒸汽参数的品质，的确可以达到某些运行工况供热条件下汽轮机排汽降湿的目的。实际调节过程中抽汽量的大小会对后面的蒸汽造成一些影响，但现场是根据实时测点参数进行调节，调整好控制回路，经过一段时间调整后，会达到一个平稳状态。

Claims (6)

1.一种小型抽汽式供热汽轮机排汽降湿的方法，其特征在于包括以下步骤：

步骤1，设计一条从高压蒸汽侧通往低压蒸汽侧的管道，管道上安装控制阀与节流阀对蒸汽流量与压力进行调节，利用高参数的主蒸汽提升低压蒸汽参数品质，用于降低汽轮机排汽湿度；

步骤2，从系统中提取出所需要的测点数据，编写热力性能计算程序，计算出汽轮机高压蒸汽膨胀到低压蒸汽压力时与低压蒸汽的温差及排汽湿度；

步骤3，设计抽汽调节的控制逻辑，首先对数据进行稳定性分析，然后基于高压蒸汽膨胀到低压蒸汽压力时与低压蒸汽温差安全裕度的约束条件，调节抽汽流量，降低汽轮机排汽湿度，提升汽轮机的使用寿命。

2.如权利要求1所述的一种小型抽汽式供热汽轮机排汽降湿的方法，其特征在于：所述步骤1中的管道为耐高温管道，所述控制阀用于调节抽取主蒸汽的流量；所述节流阀用于对主蒸汽降压，避免主蒸汽冲击低压蒸汽管道。

3.如权利要求1所述的一种小型抽汽式供热汽轮机排汽降湿的方法，其特征在于：所述步骤2中的测点数据是从系统采集的高压蒸汽压力、高压蒸汽温度、高压蒸汽流量、供热流量、低压蒸汽压力、低压蒸汽温度、低压蒸汽流量、排汽压力组成的实时运行数据。

4.如权利要求1所述一种小型抽汽式供热汽轮机排汽降湿的方法，其特征在于：所述步骤2中编写的热力性能计算程序中，水蒸气的热力性质根据IAPWS-IF97公式编写的程序进行计算。

5.如权利要求1所述的一种小型抽汽式供热汽轮机排汽降湿的方法，其特征在于：所述步骤2中汽轮机高压蒸汽膨胀到低压蒸汽压力时与低压蒸汽的温差及排汽湿度的计算方法如下：

高压蒸汽比焓：H_gy＝H(P_gy,T_gy)

高压蒸汽比熵：S_gy＝S(P_gy,T_gy)

高压蒸汽膨胀到低压蒸汽压力时的等熵比焓：H_gd＝H(P_dy,S_gy)

高压蒸汽膨胀到低压蒸汽压力时的实际比焓：H_gdr＝H_gy-(H_gy-H_gd)*η₁

高压蒸汽膨胀到低压蒸汽压力时的比熵：S_gdr＝S(P_dy,H_gdr)

低压蒸汽比焓：H_dy＝H(P_dy,T_dy)

低压蒸汽比熵：S_dy＝S(P_dy,T_dy)

高低压蒸汽混合比焓：H_hh＝((M_gy-M_gr)*H_gdr+M_dy*H_dy)/(M_gy-M_gr+M_dy)

高低压蒸汽混合比熵：S_hh＝((M_gy-M_gr)*S_gdr+M_dy*S_dy)/(M_gy-M_gr+M_dy)

高压蒸汽膨胀到低压蒸汽压力时的温度：T_gdr＝T(P_dy,H_hh)

高压蒸汽膨胀到低压蒸汽压力时与低压蒸汽的温差：Δt＝T_gdr-T_dy

汽轮机排汽等熵比焓：H_pq＝H(P_pq,S_hh)

汽轮机排汽实际比焓：H_pqr＝H_hh-(H_hh-H_pq)*η₂

汽轮机排汽湿度：h_pqr＝1-x(P_pq,H_pqr)

其中，P_pq为汽轮机排汽压力(13)，MPa；P_gy为高压蒸汽压力(4)，MPa；T_gy为高压蒸汽温度(5)，℃；M_gr为供热蒸汽流量(7)，kg/s；H_gy为高压蒸汽比焓，kJ/kg；S_gy为高压蒸汽比熵，kJ/(kg·K)；P_dy为低压蒸汽压力(11)，MPa；T_dy为低压蒸汽温度(12)，℃；M_dy为低压蒸汽流量(10)，kg/s；H_dy为低压蒸汽比焓，kJ/kg；S_dy为低压蒸汽比熵，kJ/(kg·K)；M_gy为高压蒸汽流量(6)，kg/s；H_gd为高压蒸汽膨胀到低压蒸汽压力时的等熵比焓，kJ/kg；H_gdr为高压蒸汽膨胀到低压蒸汽压力时的实际比焓，kJ/kg；η₁为汽轮机高压缸效率；S_gdr为高压蒸汽膨胀到低压蒸汽压力时的比熵，kJ/(kg·K)；T_gdr为高压蒸汽膨胀到低压蒸汽压力时的实际温度，℃；Δt为高压蒸汽膨胀到低压蒸汽压力时与低压蒸汽的温差，℃；H_hh为高低压蒸汽混合比焓，kJ/kg；S_hh为高低压蒸汽混合比熵，kJ/(kg·K)；H_pq为汽轮机排汽等熵比焓，kJ/kg；H_pqr为汽轮机排汽实际比焓，kJ/kg；η₂为汽轮机低压缸效率；h_pqr为汽轮机排汽湿度；式中H、S、T、x分别为IAPWS-IF97公式中的比焓、比熵、温度、干度计算。

6.如权利要求1所述的一种小型抽汽式供热汽轮机排汽降湿的方法，其特征在于：所述步骤3中设计出抽汽调节的控制逻辑，首先对数据进行稳定性分析，然后基于高压蒸汽膨胀到低压蒸汽压力时与低压蒸汽温差安全裕度的约束条件，调节控制抽汽流量，降低汽轮机排汽湿度其具体步骤如下：

步骤3.1：数据稳定性分析，只有在湿度持续保持超限的条件下，才打开控制阀降湿，所以需要降低控制阀的敏感度；汽机启动及供热流量突然增加时，不对汽轮机进行降湿，只有待汽轮机运行较为稳定时，才进行降湿调节；对采集的数据进行稳定性分析的具体做法为排汽湿度一段时间内取均值，判断其均值是否超限；

步骤3.2：调节控制逻辑，当湿度超限，进入调节系统，如果高压蒸汽膨胀到低压蒸汽压力时与低压蒸汽温差Δt不在限定范围内，且混合温差减去一个微小温度增量，即|Δt-δ|绝对值变大，则汽轮机没有裕度进行降湿；反之则打开控制阀，停止数据稳定性分析，切换为实时分析，利用高压蒸汽膨胀到低压蒸汽压力时与低压蒸汽温差的裕度进行调节，湿度达到要求，应停止继续调节，调门保持当前开度；如果高压蒸汽膨胀到低压蒸汽压力时与低压蒸汽温差的裕度用尽，湿度仍超限，同样应停止继续调节，汽轮机降湿达到其所能调节的最大空间。