CN113217119A - 一种汽轮机调速系统稳定性判断方法 - Google Patents

Abstract

本发明涉及一种汽轮机调速系统稳定性判断方法，技术方案是通过用一个增益系数β进行替换，在汽轮机及调速系统经典模型的油动机惯性环节(T_ydj)与高压缸前汽室环节(T_CH)之间加入了高调门管理函数f(cv)与高调门流量特性g(cv)以及高调门管理函数线性因子β环节，其中f(cv)、g(cv)与β可以进行切换，最终通过计算调速系统阻尼比ζ、负阻尼临界值β_f、过阻尼临界值β_g，同时建立汽轮机调速系统是否处于稳定状态的判断标准，对汽轮机调速系统稳定进行判断，并给出不稳定的原因，其判断准确率高，大大减少了汽轮机调速系统因为摆动问题产生的不利影响，提高了系统一次调频的合格率，其使用方便，效果好，是汽轮机调速系统稳定性判断方法上的创新。

Description

一种汽轮机调速系统稳定性判断方法

技术领域

本发明涉及汽轮机调速系统稳定性判断，特别是一种考虑高调门管理函数的汽轮机调速系统稳定性判断方法。

背景技术

汽轮机调速系统的稳定性决定了汽轮机的调节品质。衡量调速系统的稳定性主要从一次调频性能、功率或转速闭环控制性能、配汽方式切换是否平稳、调节汽阀及EH油系统是否稳定等方面考虑。在导致调速系统稳定性下降的原因中，调速系统摆动问题最为突出。调速系统摆动不仅会导致调节汽阀、油动机等设备频繁动作，同时也有可能导致功率、转速出现大幅波动，并进一步诱发电力系统低频振荡事故。

汽轮机及其调速系统模型、参数实测与建模是电力系统稳定分析计算的基础之一，通过电力汽轮机及其调速系统模型，可以分析电力系统低频振荡、功率波动等故障。

如图1所示，为汽轮机及调速系统经典模型图，图1中DB—转速死区带；K_δ—速度不等率的倒数；K₁—一次调频前馈系数；T_ydj—油动机时间常数，s；LVDT—线性位移传感器；P_e—功率指令；P_m—实测功率；P_GV—高调门开度；T_CH为高压缸前汽室时间常数；T_R为再热器时间常数；T_IH为中压缸时间常数；F_L为低压缸做功比例；F_I为中压缸做功比例；F_H为高压缸做功比例；T_cl为功率测量时间常数；P_g为输出功率；Pref为功率指令；p₀为主蒸汽压力。

当转速w超越一次调频死区以后，经转速不等率折线函数，形成DEH功率指令，叠加在当前功率指令Pref上，然后与实际功率P_g对比后，计算二者偏差，然后经PID控制器，形成指令，驱动油动机动作(惯性环节T_ydj)，油动机动作后开启高调门，经高压缸前汽室(惯性环节T_CH)，进入高压缸做功，再经再热器(惯性环节T_R)，进入中压缸做功，最后经中低压缸连通管(惯性环节T_IH)，进入低压缸做功，高、中低压缸做功比例分别用F_H、F_I、F_L代表，三者相加为1，最后形成实际输出功率，模型中的功率采用标幺值。

该模型忽略了汽轮机高调门管理函数这一环节，因高调门的开度与流量并非线性关系，在DEH逻辑中采用高调门管理函数进行修正，使综合阀位指令与蒸汽流量呈线性关系。但从实际运行情况来看，高调门管理函数常出现与高调门流量特性不匹配的情况，导致调速系统稳定性下降，进而导致机组一次调频能力差、功率波动、调速系统摆动时有发生。因此，经典的汽轮机及其调速系统模型未考虑高调门管理函数的影响，这会导致依据该模型得到的分析结果与实际情况不符。

因此，其改进和创新势在必行。

发明内容

针对上述情况，为克服现有技术之缺陷，本发明之目的就是提供一种汽轮机调速系统稳定性判断方法，可有效解决汽轮机调速系统稳定性分析及故障诊断的问题。

本发明解决的技术方案是：

一种考虑高调门管理函数的汽轮机调速系统稳定性判断方法，包括以下步骤：

步骤1：在电厂DCS系统(distributed control systems)中提取相关参数，导出机组负荷处于30％～100％之间、综合阀位指令处于50％～100％之间的历史数据，时间间隔为1s，具体包括以下参数：发电机功率、主蒸汽流量、主蒸汽压力、主蒸汽温度、调节级压力、调节级蒸汽温度、综合阀位指令、1号高调门指令、1号高调门开度、2号高调门指令、2号高调门开度、3号高调门指令、3号高调门开度、4号高调门指令、4号高调门开度；根据提取的参数，计算机组在30％～100％负荷的高调门管理函数线性因子β值，具体计算方法如下：

(1)高调门流量特性g(cv)

从调节级后至高压缸排汽末级，应用弗留格尔公式，得到下式：

式中：G₀、G₁分别为变工况前、后主蒸汽流量，kg/s；p₁代表调节级压力，p₁₀、p₁₁分别为变工况前、后调节级压力，MPa；T₁₀、T₁₁分别为变工况前、后调节级蒸汽温度，K；A为通流面积，m²；

主蒸汽压力为p₀，采用p₁/p₀来表示高调门的流量，代表了经主蒸汽压力修正后的蒸汽流量G'，G'再经过标幺化处理后即可得到高调门的流量特性公式为：

式中，G'_x表示在x阀位处的高调门流量的标幺值，(p₁/p₀)₁、(p₁/p₀)₀、(p₁/p₀)_x分别表示高调门在全开、全关和x开度下的流量；

(2)高调门管理函数线性因子β

高调门管理函数线性因子β代表汽轮机高调门管理函数的线性程度，它可用修正后蒸汽流量G'标幺值变化量与综合阀位变化量的比值代表，计算式为

式中ΔG'、ΔF分别为修正后流量标幺值的变化量和综合阀位指令的变化量，％；p₀₁、p₀₀分别为变工况、设计工况下的主蒸汽压力，MPa；G'_xf1、G'_xf2、G'_xf3、G'_xf4表示4个高调门在x阀位的标幺流量；Z₁₂、Z₃、Z₄表示1/2号高调门、3号高调门、4号高调门的流量分配系数，计算式如下：

Z₄＝1-Z₁₂-Z₃

式中w₁、w₂、w₃、w₄表示1、2、3、4号高调门对应的调节级喷嘴数量；

步骤2：汽轮机机组在75％额定负荷运行，退出汽轮机功率闭环控制，退出一次调频功能，高调门单阀运行，在机组DEH逻辑中，强制综合阀位指令阶跃5％，采集相关参数，参数包括发电机功率、主蒸汽压力、调节级压力、高压缸排汽压力、再热压力、中压缸排汽压力、综合阀位指令、1号高调门指令、1号高调门开度，利用《同步发电机原动机及其调节系统参数实测与建模导则》中的汽轮机及调速系统经典模型，辨识得到汽轮机及其调速系统模型中的参数：T_CH，T_CH为高压缸前汽室时间常数；

步骤3：利用机组停机的机会，在机组DEH逻辑中，依次强制开启1号高调门、2号高调门、3号高调门、4号高调门，记录相关参数，参数包括：高调门开度、高调门指令、综合阀位指令，利用《同步发电机原动机及其调节系统参数实测与建模导则》中的汽轮机及调速系统经典模型，辨识得到汽轮机及其调速系统模型中的油动机时间常数T_ydj；

步骤4：计算得到机组的ζ、β_f、β_g值

(1)调速系统阻尼比ζ

调速系统阻尼比ζ为：

(4)负阻尼临界值β_f、过阻尼临界值β_g

将ζ＝0、1时对应的β值分别定义为负阻尼临界值和过阻尼临界值，用β_f、β_g表示，计算式分别为：

式中：T_yjd为油动机时间常数；T_CH为高压缸前汽室时间常数；K_P为DEH功率闭环PID控制器的比例系数；K_I为DEH功率闭环PID控制器的积分系数；

步骤5：汽轮机调速系统稳定性判断

根据β、ζ、β_f、β_g的计算结果，判断汽轮机调速系统是否处于稳定状态，判断条件如下：

ζ>0，汽轮机调速系统处于稳定状态；

ζ≤0，汽轮机调速系统处于不稳定状态，调速系统将出现摆动；

β≥β_f，汽轮机调速系统处于不稳定状态，调速系统将出现摆动；

β_g≤β≤β_f，汽轮机调速系统处于稳定状态，响应速度正常；

β≤β_g，汽轮机调速系统处于稳定状态，但响应速度过慢。

当汽轮机调速系统处于非稳定状态时，调速系统将出现摆动的现象有调速系统摆动、功率振荡、转速波动、高调门摆动，分别有以下两种情况进行调整：

A、若ζ≤0，且β_g≤β≤β_f，这表明汽轮机调速系统处于不稳定状态，其原因是由于PID控制器中K_I、K_P参数设置不当造成的，需要重新整定PID参数；

B、若ζ≤0，且β≥β_f，这表明汽轮机调速系统处于不稳定状态，其原因是由于高调门管理函数线性度差造成的，需要重新优化高调门管理函数，使β处于β_g与β_f之间。

本发明方法简单有效，理想情况下，高调门管理函数f(cv)与流量特性g(cv)二者是反函数的关系，而实际运行机组f(cv)与g(cv)非反函数关系，需要具体计算，由于高调门管理函数与高调门流量特性的修正，在汽轮机及其调速系统模型中主要是以增益形式体现的，因此本发明用一个增益系数β进行替换，在汽轮机及调速系统经典模型的油动机惯性环节(T_ydj)与高压缸前汽室环节(T_CH)之间加入了高调门管理函数f(cv)与高调门流量特性g(cv)以及高调门管理函数线性因子β环节，其中f(cv)、g(cv)与β可以进行切换，最终通过计算调速系统阻尼比ζ、负阻尼临界值β_f、过阻尼临界值β_g，同时建立汽轮机调速系统是否处于稳定状态的判断标准，对汽轮机调速系统稳定进行判断，并给出不稳定的原因，其判断准确率高，大大减少了汽轮机调速系统因为摆动问题产生的不利影响，提高了系统一次调频的合格率，其使用方便，效果好，是汽轮机调速系统稳定性判断方法上的创新。

附图说明

图1为本发明汽轮机及调速系统经典模型图。

图2为本发明高调门流量修正模型示意图。

图3为含高调门管理函数的汽轮机及调速系统模型图。

图4为简化后含高调门管理函数的汽轮机及其调速系统模型图。

图中w为实际转速；DB为一次调频死区带；K_δ为转速不等率倒数；PID为功率闭环控制器；T_ydj为油动机时间常数；f(cv)为高调门管理函数；g(cv)为阀门流量特性；β为高调门管理函数线性因子；T_CH为高压缸时间常数；T_R为再热器时间常数；T_IH为中压缸时间常数；F_L为低压缸做功比例；F_I为中压缸做功比例；F_H为高压缸做功比例；T_cl为功率测量时间常数；P_g为输出功率；Pref为功率指令；p₀为主蒸汽压力。

具体实施方式

以下结合附图对本发明的具体实施方式作进一步详细说明。

由图1-4给出，本发明一种考虑高调门管理函数的汽轮机调速系统稳定性判断方法，包括以下步骤：

步骤1：建立包含高调门管理函数的汽轮机及调速系统模型，即建立高调门流量修正模型，如图2所示，理想情况下，高调门管理函数f(cv)与流量特性g(cv)二者是反函数的关系，而实际运行机组f(cv)与g(cv)非反函数关系，需要具体计算，由于高调门管理函数与高调门流量特性的修正，在汽轮机及其调速系统模型中主要是以增益形式体现的，因此可用一个增益系数β，代替图3的模型，β定义为高调门管理函数线性因子，基于上述，建立如图4所示的包含高调门管理函数的汽轮机及其调速系统模型，该模型与经典汽轮机及其调速系统模型的主要区别是，在经典模型的油动机惯性环节(T_ydj)与高压缸前汽室环节(T_CH)之间加入了高调门管理函数f(cv)与高调门流量特性g(cv)及线性因子β环节，其中f(cv)、g(cv)与β可以切换。

在电厂DCS系统(distributed control systems)中提取相关参数，导出机组负荷处于30％～100％之间、综合阀位指令处于50％～100％之间的历史数据，时间间隔为1s，具体包括以下参数：发电机功率、主蒸汽流量、主蒸汽压力、主蒸汽温度、调节级压力、调节级蒸汽温度、综合阀位指令、1号高调门指令、1号高调门开度、2号高调门指令、2号高调门开度、3号高调门指令、3号高调门开度、4号高调门指令、4号高调门开度；根据提取的参数，计算机组在30％～100％负荷的高调门管理函数线性因子β值，具体计算方法如下：

(1)高调门流量特性g(cv)

从调节级后至高压缸排汽末级，应用弗留格尔公式，得到下式：

式中：G₀、G₁分别为变工况前、后主蒸汽流量，kg/s；p₁代表调节级压力，p₁₀、p₁₁分别为变工况前、后调节级压力，MPa；T₁₀、T₁₁分别为变工况前、后调节级蒸汽温度，K；A为通流面积，m²；

主蒸汽压力为p₀，忽略蒸汽温度的变化，根据上式，蒸汽流量与调节级压力接近正比关系，因此可用调节级压力代表主蒸汽流量，调节级压力不仅受高调门开度影响，同时也受主蒸汽压力p₀的影响；采用p₁/p₀来表示高调门的流量，代表了经主蒸汽压力修正后的蒸汽流量G'，G'再经过标幺化处理后即可得到高调门的流量特性公式为：

式中，G'_x表示在x阀位处的高调门流量的标幺值，(p₁/p₀)₁、(p₁/p₀)₀、(p₁/p₀)_x分别表示高调门在全开、全关和x开度下的流量；

(2)高调门管理函数线性因子β

高调门管理函数线性因子β代表汽轮机高调门管理函数的线性程度，它可用修正后蒸汽流量G'标幺值变化量与综合阀位变化量的比值代表，计算式为

式中ΔG'、ΔF分别为修正后流量标幺值的变化量和综合阀位指令的变化量，％；p₀₁、p₀₀分别为变工况、设计工况下的主蒸汽压力，MPa；G'_xf1、G'_xf2、G'_xf3、G'_xf4表示4个高调门在x阀位的标幺流量；Z₁₂、Z₃、Z₄表示1/2号高调门、3号高调门、4号高调门的流量分配系数，计算式如下：

Z₄＝1-Z₁₂-Z₃

式中w₁、w₂、w₃、w₄表示1、2、3、4号高调门对应的调节级喷嘴数量；可通过机组设计资料，得到调节级喷嘴数量w₁、w₂、w₃、w₄；

汽轮机机组在75％额定负荷运行，退出汽轮机功率闭环控制，退出一次调频功能，高调门顺序阀运行，在机组DEH逻辑中，强制高调门动作，依次将1号高调门、2号高调门、3号高调门、4号高调门由0％开度，逐渐开启至100％开度，然后再由100％开度逐渐全关，采集相关参数：发电机功率、主蒸汽压力、调节级压力、综合阀位指令、1号高调门指令、1号高调门开度、2号高调门指令、2号高调门开度、3号高调门指令、3号高调门开度、4号高调门指令、4号高调门开度，依照步骤1中的高调门流量特性g(cv)的计算方法，就可以分别得到各高调门的流量特性；高调门的流量特性g(cv)与高调门管理函数f(cv)共同决定了β，当β超出正常范围后，可依据各高调门的流量特性和管理函数作进一步的分析，比如判断哪一个高调门造成β的异常，进行调整；

步骤2：汽轮机机组在75％额定负荷运行，退出汽轮机功率闭环控制，退出一次调频功能，高调门单阀运行，在机组DEH逻辑中，强制综合阀位指令阶跃5％，采集相关参数，参数包括发电机功率、主蒸汽压力、调节级压力、高压缸排汽压力、再热压力、中压缸排汽压力、综合阀位指令、1号高调门指令、1号高调门开度，利用《同步发电机原动机及其调节系统参数实测与建模导则》中的汽轮机及调速系统经典模型，辨识得到汽轮机及其调速系统模型中以下参数：T_CH、T_R、T_IH、T_cl，其中，T_CH为高压缸前汽室时间常数，T_R为再热器时间常数，T_IH为中压缸时间常数，T_cl为功率测量时间常数；T_R、T_IH、T_cl在调速系统稳定性判断中未涉及到，其主要作用是使调速系统模型参数更完整；

步骤3：利用机组停机的机会，在机组DEH逻辑中，依次强制开启1号高调门、2号高调门、3号高调门、4号高调门，记录相关参数，参数包括：高调门开度、高调门指令、综合阀位指令，利用《同步发电机原动机及其调节系统参数实测与建模导则》中的汽轮机及调速系统经典模型，辨识得到汽轮机及其调速系统模型中的油动机时间常数T_ydj；

查询机组DEH逻辑，得到调速系统PID控制启中的K_I、K_P，其中K_I为DEH功率闭环PID控制器的积分系数，K_P为DEH功率闭环PID控制器的比例系数；同时查询机组DEH逻辑，得到汽轮机高调门管理函数f(cv)；根据该机组汽轮机热平衡图，通过热力性能计算得到F_I、F_H、F_L；其中，F_L为低压缸做功比例；F_I为中压缸做功比例；F_H为高压缸做功比例；

高调门管理函数f(cv)和高调门的流量特性g(cv)共同决定了β，当β超出正常范围后，可依据各高调门的流量特性和管理函数作进一步的分析，比如判断哪一个高调门造成β的异常，进行调整；F_I、F_H、F_L是高、中、低压缸的做功比例，当调速系统稳定性下降后(比如功率出现了波动)，依据做功比例，进一步分析高、中、低压缸分别对调速系统稳定性下降的权重，为电厂人员提供分析意见；所述步骤3、4均为本领域的常规技术手段，通过机组现有的系统即可得到步骤中的参数；

步骤4：计算得到机组的ζ、β_f、β_g值

(1)调速系统阻尼比ζ

如图4所示，依据建立的简化版汽轮机及其调速系统模型，计算其闭环控制时的传递函数为：

根据劳斯判据，汽轮机及其调速系统稳定的判断条件为：

然后引入调速系统阻尼比ζ表示闭环控制下系统的阻尼特性，调速系统阻尼比ζ为：

(4)负阻尼临界值β_f、过阻尼临界值β_g

将ζ＝0、1时对应的β值分别定义为负阻尼临界值和过阻尼临界值，用β_f、β_g表示，计算式分别为：

式中：T_yjd为油动机时间常数；T_CH为高压缸前汽室时间常数；K_P为DEH功率闭环PID控制器的比例系数；K_I为DEH功率闭环PID控制器的积分系数；

步骤5：汽轮机调速系统稳定性判断

根据β、ζ、β_f、β_g的计算结果，判断汽轮机调速系统是否处于稳定状态，判断条件如下：

ζ>0，汽轮机调速系统处于稳定状态；

ζ≤0，汽轮机调速系统处于不稳定状态，调速系统将出现摆动；

β≥β_f，汽轮机调速系统处于不稳定状态，调速系统将出现摆动；

β_g≤β≤β_f，汽轮机调速系统处于稳定状态，响应速度正常；

β≤β_g，汽轮机调速系统处于稳定状态，但响应速度过慢。

当汽轮机调速系统处于非稳定状态时，调速系统将出现摆动的现象有调速系统摆动、功率振荡、转速波动、高调门摆动，分别有以下两种情况进行调整：

A、若ζ≤0，且β_g≤β≤β_f，这表明汽轮机调速系统处于不稳定状态，其原因是由于PID控制器中K_I、K_P参数设置不当造成的，需要重新整定PID参数；

B、若ζ≤0，且β≥β_f，这表明汽轮机调速系统处于不稳定状态，其原因是由于高调门管理函数线性度差造成的，需要重新优化高调门管理函数，使β处于β_g与β_f之间。

本发明经实际应用均取得了相同或相近似的效果，具体应用例如下：

某机组一次调频考核合格率常低于50％且高负荷出现调速系统、功率及转速的持续性摆动问题，利用本发明方法，首先建立了该机组的汽轮机及其调速系统模型，然后通过现场测试、采集历史数据、查询设计资料等手段，计算得到该模型的相关参数。表1为线性因子β在综合阀位指令为50％～100％之间的计算结果。

表1线性因子β计算结果

该机组正常运行期间DEH功率闭环投入，K_P＝0.3，K_I＝10，T_ydj＝0.11s，T_CH＝0.32s。计算得到机组的β_f＝1.85，β_g＝0.096。由表1可见：该机组综合阀位在72％～75％区间时，β≈β_g，导致机组进入过阻尼区域，响应速率下降，从而降低了一次调频调节能力，因此β值偏小是机组一次调频合格率较低的原因之一；而综合阀位在80％～90％区间时，β＞β_f，调速系统稳定性下降，故在一次调频动作或升降负荷时易出现功率波动现象。

随后对该机组进行高调门管理函数的重新优化，该机组上述问题得到妥善的处理，一次调频合格率明显提高，汽轮机调速系统未再出现摆动问题。优化后的线性因子β如表2。

表2线性因子β优化结果

Claims (2)

1.一种考虑高调门管理函数的汽轮机调速系统稳定性判断方法，其特征在于，包括以下步骤：

步骤1：在电厂DCS系统中提取相关参数，导出机组负荷处于30％～100％之间、综合阀位指令处于50％～100％之间的历史数据，时间间隔为1s，具体包括以下参数：发电机功率、主蒸汽流量、主蒸汽压力、主蒸汽温度、调节级压力、调节级蒸汽温度、综合阀位指令、1号高调门指令、1号高调门开度、2号高调门指令、2号高调门开度、3号高调门指令、3号高调门开度、4号高调门指令、4号高调门开度；根据提取的参数，计算机组在30％～100％负荷的高调门管理函数线性因子β值，具体计算方法如下：

(1)高调门流量特性g(cv)

从调节级后至高压缸排汽末级，应用弗留格尔公式，得到下式：

式中：G₀、G₁分别为变工况前、后主蒸汽流量，kg/s；p₁代表调节级压力，p₁₀、p₁₁分别为变工况前、后调节级压力，MPa；T₁₀、T₁₁分别为变工况前、后调节级蒸汽温度，K；A为通流面积，m²；

主蒸汽压力为p₀，采用p₁/p₀来表示高调门的流量，代表了经主蒸汽压力修正后的蒸汽流量G'，G'再经过标幺化处理后即可得到高调门的流量特性公式为：

式中，G'_x表示在x阀位处的高调门流量的标幺值，(p₁/p₀)₁、(p₁/p₀)₀、(p₁/p₀)_x分别表示高调门在全开、全关和x开度下的流量；

(2)高调门管理函数线性因子β

高调门管理函数线性因子β代表汽轮机高调门管理函数的线性程度，它可用修正后蒸汽流量G'标幺值变化量与综合阀位变化量的比值代表，计算式为

式中ΔG'、ΔF分别为修正后流量标幺值的变化量和综合阀位指令的变化量，％；p₀₁、p₀₀分别为变工况、设计工况下的主蒸汽压力，MPa；G'_xf1、G'_xf2、G'_xf3、G'_xf4表示4个高调门在x阀位的标幺流量；Z₁₂、Z₃、Z₄表示1/2号高调门、3号高调门、4号高调门的流量分配系数，计算式如下：

Z₄＝1-Z₁₂-Z₃

式中w₁、w₂、w₃、w₄表示1、2、3、4号高调门对应的调节级喷嘴数量；

步骤2：汽轮机机组在75％额定负荷运行，退出汽轮机功率闭环控制，退出一次调频功能，高调门单阀运行，在机组DEH逻辑中，强制综合阀位指令阶跃5％，采集相关参数，参数包括发电机功率、主蒸汽压力、调节级压力、高压缸排汽压力、再热压力、中压缸排汽压力、综合阀位指令、1号高调门指令、1号高调门开度，利用《同步发电机原动机及其调节系统参数实测与建模导则》中的汽轮机及调速系统经典模型，辨识得到汽轮机及其调速系统模型中的参数T_CH，T_CH为高压缸前汽室时间常数

步骤3：利用机组停机的机会，在机组DEH逻辑中，依次强制开启1号高调门、2号高调门、3号高调门、4号高调门，记录相关参数，参数包括：高调门开度、高调门指令、综合阀位指令，利用《同步发电机原动机及其调节系统参数实测与建模导则》中的汽轮机及调速系统经典模型，辨识得到汽轮机及其调速系统模型中的油动机时间常数T_ydj；

步骤4：计算得到机组的ζ、β_f、β_g值

(1)调速系统阻尼比ζ

调速系统阻尼比ζ为：

(4)负阻尼临界值β_f、过阻尼临界值β_g

将ζ＝0、1时对应的β值分别定义为负阻尼临界值和过阻尼临界值，用β_f、β_g表示，计算式分别为：

式中：T_yjd为油动机时间常数；T_CH为高压缸前汽室时间常数；K_P为DEH功率闭环PID控制器的比例系数；K_I为DEH功率闭环PID控制器的积分系数；

步骤5：汽轮机调速系统稳定性判断

根据β、ζ、β_f、β_g的计算结果，判断汽轮机调速系统是否处于稳定状态，判断条件如下：

ζ>0，汽轮机调速系统处于稳定状态；

ζ≤0，汽轮机调速系统处于不稳定状态，调速系统将出现摆动；

β≥β_f，汽轮机调速系统处于不稳定状态，调速系统将出现摆动；

β_g≤β≤β_f，汽轮机调速系统处于稳定状态，响应速度正常；

β≤β_g，汽轮机调速系统处于稳定状态，但响应速度过慢。

2.根据权利要求1所述的汽轮机调速系统稳定性判断方法，其特征在于，当汽轮机调速系统处于非稳定状态时，调速系统将出现摆动的现象有调速系统摆动、功率振荡、转速波动、高调门摆动，分别有以下两种情况进行调整：

A、若ζ≤0，且β_g≤β≤β_f，这表明汽轮机调速系统处于不稳定状态，其原因是由于PID控制器中K_I、K_P参数设置不当造成的，需要重新整定PID参数；

B、若ζ≤0，且β≥β_f，这表明汽轮机调速系统处于不稳定状态，其原因是由于高调门管理函数线性度差造成的，需要重新优化高调门管理函数，使β处于β_g与β_f之间。

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