第３５卷第３期 ２０１４年９月 文章编号：１６７２—０２１０（２０１４）０３—００２１—０４ 电站辅机 Ｖｏ１．３５ Ｎｏ．３ Ｓｅｐ．２０１４ Ｐｏｗｅｒ Ｓｔａｔｉｏｎ Ａｕｘｉｌｉａｒｙ Ｅｑｕｉｐｍｅｎｔ 汽轮机调速系统故障分析与对策 段 坚，马贤伟，廖扬先 （珠海醋酸纤维有限公司，广东珠海５１９０００） 摘要：小型汽轮机调节系统启动时，常出现油动机窜动、转速不稳定、带负荷后急剧摆动等典型故障。针对注油 器出力不足、油动机反馈窗口不畅、调速汽阀重叠度等实际案例，深入进行了分析和研究。通过理论计算及现场动 态试验，归纳和总结了故障的起因。采取改进措施后，消除了故障现象，提高了汽轮发电机组在运行中的安全性和 经济性，为同类机组调速系统的故障处理提供参考。 关键词：汽轮机；调速；系统；故障；注油器；汽阀；分析；对策 中图分类号：ＴＫ２６３ ７ ２ 文献标识码：Ａ Ａｎａｌｙｓｉｓ ａｎｄ Ｓｏｌｕｔｉｏｎ ｔｏ Ｓｔｅａｍ Ｔｕｒｂｉｎｅ’Ｓ Ｓｐｅｅｄ Ｒｅｇｕｌａｔｉｎｇ Ｓｙｓｔｅｍ ＤＵＡＮ Ｊｉａｎ。ＭＡ Ｘｉａｎ－ｗｅｉ。ＬＩＡＯ Ｙａｎｇ－ｘｉａｎ （Ｚｈｕｈａｉ Ｃｅｌｌｕｌｏｓｅ Ｆｉｂｅｒｓ Ｃｏ．，Ｌｔｄ，Ｚｈｕｈａｉ，Ｇｕａｎｇｄｏｎｇ ５１９０Ｏ０） Ａｂｓｔｒａｃｔ：Ｗｈｅｎ ｓｍａｌｌ—ｓｉｚｅｄ ｓｔｅａｍ ｔｕｒｂｉｎｅｓ ｓｔａｒｔ，ｔｙｐｉｃａ１ ｆａｉｌｕｒｅｓ １ｉｋｅ ｏｉ１ ｍｏｔｏｒ ｍｏｖｅｍｅｎｔ，ｕｎｓｔａｂｌｅ ｒｏｔａｔｉｏｎ ｒａｔｅ， ｓｈａｒｐ ｓｗｉｎｇ ｗｈｅｎ ｂｅｉｎｇ ｌｏａｄｅｄ．Ｗｅ ｈａｖｅ ａｎａｌｙｚｅｄ ａｎｄ ｒｅｓｅａｒｃｈｅｄ ｉｎｓｕｆｆｉｃｉｅｎｔ ｏｕｔｐｕｔ ｏｆ ｌｕｂｒｉｃａｔｏｒ，ｐｏｏｒ ｆｅｅｄｂａｃｋ ｗｉｎｄｏｗ ｏｆ ｏｉｌ ｍｏｔｏｒ，ｓｐｅｅｄ ｒｅｇｕｌａｔｉｎｇ ｓｔｅａｍ ｖａｌｖｅ ｏｖｅｒｌａｐ．Ｗｅ ｃｏｎｃｌｕｄｅ ｔｈｅ ｃａｕｓｅ ｏｆ ｆａｉｌｕｒｅｓ ｂｙ ｔｈｅｏｒｅｔｉｃａ１ ｃａｌｃｕｌａｔｉｏｎ ａｎｄ ｄｙｎａｍｉｃ ｔｅｓｔ ｏｎ ｓｉｔｅ．Ａｆｔｅｒ ｉｍｐｒｏｖｉｎｇ ｍｅａｓｕｒｅｓ，ｆａｉｌｕｒｅｓ ａｒｅ ｅｌｉｍｉｎａｔｅｄ，ｗｈｉｃｈ ｉｍｐｒｏｖｅ ｓａｆｅｔｙ ａｎｄ ｅｆｆｉｃｉｅｎｃｙ ｏｆ ｓｔｅａｍ ｔｕｒｂｉｎｅｓ ａｎｄ ｐｒｏｖｉｄｅｓ ａｎ ｅｘａｍｐｌｅ ｆｏｒ ｔｈｅ ｓａｍｅ ｔｙｐｅ ｓｐｅｅｄ ｒｅｇｕｌａｔｉｎｇ ｓｙｓｔｅｍ． Ｋｅｙ ｗｏｒｄｓ：ｔｕｒｂｉｎｅ；ｓｐｅｅｄ ｒｅｇｕｌａｔｉｎｇ；ｓｙｓｔｅｍ；ｆａｉｌｕｒｅ；ｌｕｂｒｉｃａｔｏｒ；ｓｔｅａｍ ｖａｌｖｅ；ａｎａｌｙｓｉｓ；ｓｏｌｕｔｉｏｎ ０概述 泵，系统布置如图１所示。该系统采用两级放大，一 调速 某机组一、二期工程的汽轮机，均采用全液压调 节系统控制，该系统的灵敏度高，调节动作灵活。调 速系统的速度不等率 一５ ４－０．５ ，迟缓率￡≤ ０．５ ９／６，同步器转速工作范围为一４ ～＋６ 。经过 多年运行后，发现调速系统存在某些问题，需及时采 取改进措施，确保调速系统的稳定运行。 １ 全液压式调节系统的特点 全液压式调节系统内的径向钻孔泵是脉冲信号 油泵，与注油器串联后，成为提供系统压力的主油 收稿日期：２０１４—０５－２７ 图１ 小型汽轮机的全液压式调节系统 作者简介：段坚（１９６３一）男，工程师，本科，毕业于昆明理工大学热能与动力工程专业，长期从事汽轮机运行技术的管理 工作。 ２１ 电站辅机总第１３０期（２０１４ Ｎｏ．３） 级放大是继流式压力变换器，二级放大是断流式错 油门滑阀。主油泵出口的油压变化形成的一次脉冲 压力使压力变换器产生位移，与放大后的二次脉冲 油压相迭加。主油泵压力升高及压力变换器的控制 作用，使二次脉冲油压的增加是同向的，这有利于克 服滑阀的摩擦力，提高调节系统动作的灵敏度。执 行机构为双侧进油式油动机，配汽机构的配置是群 阀提板式。 ２注油器出力不足引起转速波动 ２．１存在问题 ３号汽轮机启动时，调速器动作后油动机的行 程约有８ ｍｍ上下窜动，转速在５ ２００～５ ２６０ ｒ／ｒａｉｎ，主油泵人口油压约０．０８ ＭＰａ，也有压力波 动，严重影响液压调节系统的正常工作。 ２．２注油器参数核算与分析 为查出和消除油动机波动的原因，解决转速的 波动问题，对调节系统、油系统的工作状态进行了分 析，并对调节系统、油系统主要部套件进行检测，排 除了由部套件引起油动机波动的可能。由于主油泵 入口油压不稳定，所以，着重对注油器进行了核算分 析。 根据注油器的原始结构尺寸及实际运行参数， 对注油器在实际运行中的喷嘴流量和输出流量进行 核算。 ｌ ———／ Ｆ＝＝ ｒ、Ｔ丁厂一 Ｑ ｌ Ｌ、、 １图２注油器及参数示意图 注油器的油压分布，如图２所示。进口处工作 油压Ｐ１一Ｏ．６９ ＭＰａ；出口处油压Ｐ２—０．０８ ＭＰａ；吸 油侧油压Ｐ。一０；喷嘴直径ｄ。：＝＝９．５ｍｍ；扩散管直 径ｄ１—２４ ｍｍ。 （１）喷嘴面积 ｆｏ一 ７ｌ＂ 。２一 ×９．５ 一７０．８５ ｍｍ （１） （２）喷嘴流量 压比：ｍ—Ｐｌ／１，２—０．６９／０．０８＝＝＝８．６３ 引射系数：ｑ一鲁一、／ 一１—１．６８ 工作流量： Ｑ１＝＝＝６０ｆｏ ｃｐ，、Ｖ ／ （， Ｐｌ—Ｐｏ）一２７１．９ Ｌ／ｍｉｎ （２） （３）注油器出口流量 Ｑ２一（１＋ｑ）×Ｑ１—７２８．６９ Ｌ／ｍｉｎ （４）吸入侧流量 Ｑｏ—Ｑ２一Ｑ１—７２８．６９—２７１．９—４５６．７９ Ｌ／ｍｉｎ 查注油器的额定参数：进口处工作油压Ｐ ＝＝＝ ０．７ ＭＰａ，工作流量３０７ Ｌ／ｒａｉｎ。因此，喷嘴额定流 量与工作流量相差：３０７—２７１．９—３６ Ｌ／ｒａｉｎ。工作 流量与设计流量的偏差大，其工作点处的流量特性 不能满足系统工作需要，这是引起油动机压力波动 的主要原因。 注油器的扩散喉部直径为２４ ｍｍ，喷嘴与扩散 管喉部距离通常取（１．５～１．８）ｄ ，其值的大小影响 注油器的效率及Ｐ—Ｑ特性曲线，根据有关试验和 改造经验，一般取扩散管直径的１．８倍为最佳，即直 径可取１．８×２４—４３．２ ｍｍ。测得本机喷嘴与扩 散管喉部距离４２．５ ｍｍ小于４３．２ ｍｉｌｌ。 ２．３改进措施 依据喷嘴额定流量３０７ Ｌ／ｒａｉｎ代人公式（１）、式 （２），计算得出喷嘴直径ｄ。＝＝＝，／４ｆｏ／丌一１０．１ ｍｍ。 对注油器的喷嘴直径、喷嘴与扩散管喉部距离进行 改进，将喷嘴直径由９．５ ｍｍ扩大到１０．１ ｍｍ，用垫 片调整喷嘴与扩散管喉部距离，由４２．５ ｍｍ调整到 ４３．２ ｍｍ。 ２．４改进效果 改进注油器后，人口处油量增加了３６ Ｌ／ｒａｉｎ， 出口处压力由原来的０．０８ ＭＰａ提高到了０．１０５ ＭＰａ。改动了注油器的流量工作点后，注油器的运 行平稳，消除了油动机转速波动的现象。经过实践 检验，改进后的效果良好，能满足运行要求。 ３油动机反馈窗口不畅造成系统不稳定 ３．１ 存在问题 对１号抽汽凝汽式机组进行冲转时，当冲转转 速至５ ９８０ ｒ／ｒａｉｎ，转速波动约６０ ｒ／ｍｉｎ。对应调速 油泵出口油压的波动，发现一次脉冲油压基本不变； 当调节汽阀油动机动作后，转速表指针将缓缓下滑 至某一位置后，再以较快速度上升；手摇同步器不能 使转速上升；调节错油门上部的弹簧，增加弹簧紧力 后，转速稍有变化，但变化幅度较小。此时，机组不 汽轮机调速系统故障分析与对策 能并网带负荷。 ３．２原因分析 ３．２．１ 调节系统动作原理 负荷增加后转速下降，主油泵的油压降低。压 力变换器的活塞下移，使脉冲油压降低。错油门的 滑阀下移，压力油便从错油门下部流至油动机的上 部。油动机活塞下移，迫使油动机滑阀下移并开启 调节汽阀，增加了用汽量，才能满足外界负荷增加的 需要。油动机下方的存油，经错油门上油口回至主 油泵人口。同时油动机活塞下移，反馈窗口关小，致 使脉冲油压上升，当与原脉冲油压降低值相等时，错 油门就返回中间位置，调速汽阀油动机便稳定在新 的平衡位置上运行。 油动机活塞在移动中处于不同的位置，反馈窗 口对应着不同的开度，对脉冲油压就有不同的影响， 借此抵消转速信号对脉冲油压的影响，使脉冲油压 恢复至给定值，调速汽阀处于稳定状态。 ３．２．２启动过程中的状态分析 转速波动会引起调速油压的变化，同时，由于错 油门平衡调速器油压的作用，在未改变一次脉冲油 和其它关油口情况下，调节汽阀波动会引起油动机 下部反馈油口的变化，从而影响到一次脉冲油压的 变化。当调速油压变化时，现场显示一次脉冲油压 基本不变，说明错油门等部件工作良好，但一次脉冲 油路某个油口可能存在不畅情况。分析后认为，这 个油口可能位于调节汽阀活塞的摆动部件上，或者 是油动机下部件的反馈油口。 调节汽阀油动机动作后，压力表指针缓缓下滑 至某一数值后又以较快速度上升，说明油动机活塞 下移、反馈油口变化后引起了一次脉冲油压的变化， 但不能使错油门动作或是错油门滑阀有较大的过封 度，影响错油门动作，从而影响到活塞下部油量的补 充。只有当活塞下滑到一定程度后，一次脉冲油压 才能升高，使错油门滑阀克服弹簧力而上移，同时， 油动机活塞也会上移。如果一次脉冲的油压变化量 太小，错油门将不会动作。油动机下部的反馈油口 面积变化量太小，会造成一次脉冲油压的变化量过 小。 手摇同步器可使压力变换器的一次脉冲油压回 油口的面积发生变化。在错油门平衡油压的作用 下，将引起油动机下部反馈油口面积的反向变化，从 而保持一次脉冲油压的稳定。当一次脉冲油压回油 电站辅机总第１３０期（２０１４ Ｎｏ．３） 口发生故障时，手摇同步器不能实现正常的调节功 能，调节汽阀就不能正常动作。 调节错油门上部的弹簧，增加弹簧的紧力后，转 速稍有变化，但变化幅度较小，这是因一次脉冲油压 处的某回油口面积变化达不到要求所致。 ３．３处理措施及效果 停机后检查发现，油动机下部的反馈油口有根 细薄的密封胶条，封住了部分反馈油口，减少了油口 面积，经清洗后装回，并更换了调速器中的分面垫 片，同时还检查了错油门下部单向关闭阀等脉冲油 路，未发现异常。复装后试车，调节汽阀的摆动现象 已消除。当转速升至５ ９００ ｒ／ｍｉｎ后，手摇同步器增 加转速至６ ５００ ｒ／ｍｉｎ，机组并网后运行正常。因 此，引起１号机组调节器故障及调速失常的原因是 调节器的反馈油口被封堵。 ４调速汽阀重叠度不当引起负荷变动 ４．１存在问题 某日，对３号机组检修完毕后再次启动，空负荷 试验时，调速系统的工作正常。并网带负荷后，操作 同步器调整负荷时，机组在某些区段出现负荷时而 不变，时而急剧变化，负荷发生大幅度变动，但在个 别工况下负荷稳定。 ４．２原因分析 ４．２．１ 调速系统试验 为分析故障原因，判定调节系统的空转性能，对 机组解列后进行升降转速试验。测取了配汽机构与 调节系统的特性参数，为了判定调节系统工作的稳 定性，进行了带负荷试验。升降转速试验和带负荷 试验参数，如表１、表２所示。 表１升降转速试验参数 转速 主油泵入口 主油泵出口 脉冲油压 同步器开 ／ｒ・ｍｉｎ 油压／ＭＰａ 油压／ＭＰａ ／ＭＰａ 度／ ５ ３８０ ０．０８６ ０．６７ ０．３４ Ｏ ５ ５５０ ０．０７０ ０．６９ Ｏ．３４ ４５ ５ ５９Ｏ Ｏ．Ｏ７４ Ｏ．７ ０．３４ ４９ ５ ６０６ ０．０９５ ０．７１８ ０．３５ ５４ ５ ６４０ Ｏ．Ｏ９６ ０．７５ ０．３５ ６０ ５ ７８０ Ｏ．Ｏ９８ ０．８２ ０．３５ ７２ ５ ８５０ ０．１ Ｏ．８６ ０．３５ ８８ ５ ９３Ｏ Ｏ．１Ｏ５ ０．９ ０．３５ １ＯＯ 电站辅机总第１３０期（２０１４ Ｎｏ．３） 表２带负荷试验参数 负荷／ｋｗ 油动机行程／ｒａｍ 负荷／ｋＷ 油动机行程／ｒａｍ ３０００ ６９ １３００ ４３ ２８５０ ６６ １３００ ３９ ２８５０ ６２ １０２０ ３５ ２６００ ５８ ８３０ ３０ ２１１Ｏ ５４ ６２０ ２６ １８９０ ５１ １９Ｏ ２２ １５８Ｏ ４７ ０ １７ ４．２．２试验结果 从表１可知，同步器的调速范围在５３８０￣５９２０ ｒ／ｒａｉｎ，调整范围符合高低限位要求。通过调整同 步器与之对应的转速，主油泵出口的油压变化正常。 转速试验结果表明，调速系统的运转正常。 从表２可知，当负荷变化时，油动机能够平均平 稳地变化，行程变化较规律，状态的重现性好，油动 机动作正常，而油动机行程在某些位置上负荷时而 不变，时而剧变，可能是因为调速汽阀的重叠度配置 不当造成。为此，对配汽机构进行解体检查。 ４．２．３配汽机构的解体检查 将配汽机构解体并进行了检查，对每个调节汽 阀行程进行测量，实际值与设计值数据对比，如表３ 所示。 表３各阀行程实际值与设计值的对比 阀号 设计值 设计邻阀 实际邻阀 实际值 ／ｍｍ 差值／ｒａｍ 差值／ｍｍ ／ｉＴＩｍ Ｉ ２ ｛ ｆ ２．４ Ⅱ ６ ４ ３．２ ５．６ Ⅲ １２．５ ６．５ ７．７ １３．３ Ⅳ １９．５ ７ ５．３５ １８．６５ Ｖ ２６．５ ７ ８．８ ２７．４５ 测量结果表明，在安装过程中，各调节汽阀行程 没有按设计数据进行调整，因此各阀之间的重叠度 不符合设计要求。 ４．２．４调节汽阀动作分析 调节阀的装配示意图，如图３所示。阀碟螺栓 按要求的旋紧力矩装人阀碟后，用园锥销进行定位， 销孑Ｌ的后端部需进行翻边冲铆。每只阀的开启次序 和行程由衬套的长度Ｓ所决定，ｈ是阀的空行程，该 机组系统内第一只调节阀的行程ｈ一２。阀座配装 在进汽室的底部。 调速汽阀在开启过程中，初始阶段因阀前、阀后 的压差较大，蒸汽流量与阀门开度基本上成正比关 ２４ 阀碟螺栓 横梁 衬套 阀碟 阀座 园锥销 图３调节阀的装配示意图 系。当阀门开至一定程度后，阀前、阀后的压差变小， 此时，随汽阀开度的增加，进汽量的增长较慢。汽轮 机采用喷嘴调节，多个调节阀是依次启闭的。通常情 况下，前阀尚未完全开启，后阀已提前开启，这个提前 开启的量被称为阀门的重叠度，其主要作用是减少相 邻阀的配汽突变现象或消除负荷的摆动。重叠度过 大，不仅使第二汽门过早提前开启，还使开启汽门重 叠部分的时段内增大了蒸汽流量，从而在汽门的重叠 开启区域内出现负荷摆动。相反，如开启重叠度过 小，则第一汽门已全开至最大而第二汽门仍未开启， 另外，在第二汽门未开启前，由于第一汽门的继续开 大但蒸汽流量却增加较少，形成无效的空行程，使调 节系统极不稳定。因此，必须适当调整重叠度。一般 在前一阀开度至阀前、阀后压比达０．８５～Ｏ．９时，再 开启后续阀，此时调节器的线性度较好。 ４．２．５ 负荷试验分析 （１）工与Ⅱ阀的实际测量差比设计值小，说明该 段重叠度大。当负荷６２０ ｋｗ突降至１９０ ｋＷ时，油 动机的行程由２６ ｍｍ降至２２ ｍｍ，说明速度变动率 小而重叠度大，引起负荷摆动。 （２）油动机的行程由３９ ｍｍ降至３５ ｍｍ，此时， 负荷稳定在１ ３００ ｋＷ，无明显的变化，证明Ⅲ阀全 关而Ⅱ阀还未关，两汽阀之间有无效的空行程；当油 动机的行程由６６ ｍｍ降至６２ ｍｍ时，负荷为２ ８５０ ｋｗ，无变化，说明Ｖ阀全关而Ⅳ阀还未关，同样也存 在空行程。 （下转第４４页） 电站辅机总第１３０期（２０１４ Ｎｏ．３） 同时，企业要积极增加采购渠道，或采购替代品，甚 至引导这些产品转换成策略型或杠杆型，以摆脱关 键型供应商的制约。 ３．４战略关系 易分开要付出代价。与战略型供应商建立双赢的良 好合作关系，使之为企业提供稳定优质的物资供应， 将对提高企业综合竞争力起到关键作用。 这类产品是市场中最具竞争力的，价格高、风险 高，不能使用对待策略型和杠杆型的方式节约成本， 也不能使用规模采购以降低成本，因为规模同时意 味着风险。这类产品的供应商对企业具有重要的战 略意义，其提供的原材料或零部件很大程度上决定 ４结语 供应商对企业的发展起着十分重要的作用。针 对供应商管理重要环节采取有效管理对策，能够使 企业获得质量稳定可靠的供货，从而达到降低本企 业的采购成本、增强企业市场竞争力的目的。 了企业未来产品的市场竞争力，企业必须花精力来 经营和发展这类供应商。应以长远发展为重，与供 应商建立战略联盟关系，形成供应联盟。一旦形成 联盟关系，两家企业的风险与收益就捆绑在一起，轻 （上接第２４页） 参考文献： ［１］骆建文．采购与供应管理［Ｍ］．北京：机械工业出版社，２０１０．Ｅ２７ 粱军．采购管理Ｉ－Ｍ３．北京：电子工、Ｉ 出版社，２００６． ◆ｌＩＩ◆…◆ｌＩ Ｉ◆｛Ｉｌ◆Ｉ Ｉ４－ｌｊＩ◆…◆ＩＩ◆ＩＩＩ◆川ｌ◆｝ＩＩ ４－ｌＩ Ｉ◆Ｉｌｌ◆ＩＩＩ４－ｌＩＩＩ◆ＩＩｌ◆ＩＩｉ◆ｌＩ Ｉ◆ＩＩｌ◆Ｉ◆…『◆ Ｉ．４－Ｉ．４－…◆…Ｉ４－Ｉ◆…｝◆…Ｉ◆…４－…◆Ｉ Ｉｌ◆Ｉ Ｉ◆ＩＩ◆ｌＩＩＩ●Ｉ ｒｌＩ◆｝ｉｉｉ◆ｌＩｉ◆Ｉｉｌ◆Ｉ◆…Ｉ◆ｉＩｉｌ◆ｉｉ◆ｉｉｌ◆ｉｉｉ◆ＩＩｌ◆Ｉ ４．４调整后的效果 （３）当负荷从２ ６００ ｋｗ突降至２ １１０ ｋｗ时，油 动机行程由５８ ｍｍ降至５４ ｍｍ，说明Ⅲ阀与Ⅳ阀重 叠度大。 对各阀调整结束后，启动机组进行了负荷试验， 调节油动机时，负荷变化均匀。在升降负荷过程中， 油动机行程变化规律的重现性较好，取得了满意的 效果。 从表２的参数可知，蒸汽量时而不变，时而 急剧变化，引起负荷的不变或突变，其原因是调 速汽阀的重叠度不尽合理，局部进汽量的变化曲 线较陡，引起机组负荷摆动，重叠度大则负荷摆 动大；若两阀之间没有重叠度则油动机存在空行 ５结语 汽轮机调节系统比较复杂，各阀的配合要求高。 调节时的环节多，故障的表现形式复杂多样，很难从 故障的表象中判断原因。对于运行中的实际故障情 况，应多注意观察和总结，才能提高解决问题的能 力，确保汽轮机发电机组的安全运行。 程，调节时，不能增加蒸汽的流量，所以负荷无变 化。 ４．３改进调整阀程 以原设计图纸标示的数据为依据，重新恢复并 调整各阀的行程，调整各阀的行程参数，如表３所 示。连接油动机的活塞杆与传动机构杠杆时，将油 参考文献： ［１］扬铸等．汽轮机运行ＥＭ］．北京：中国电力出版社．２０１１． ［２］李建刚．汽轮机设备及运行［Ｍ］．北京：中国电力出版社．２０１０． ［３］沈士一．汽轮机原理ＥＭ］．北京：水利电力出版社，１９９２． ［４１辽宁省电力工业局．汽轮机运行［Ｍ］．北京：水利电力出版社， １ ９９５ 动机活塞置于上死点位置，应使阀梁与阀碟脱离接 触且最小间距为２ ｍｍ，如图３所示，以避免阀杆受 压后弯曲变形。 简讯 中国承建的印尼火力发电站已投运 中国电建集团承建的印尼亚齐２号火电机组已顺利移交业主，正式投入发电。据介绍，亚齐电站 是中国电建集团所属水电国际在印尼承接的第一个Ｅｌ＇Ｃ（工程总承包）火电项目，装机容量为２×１１０ ＭＷ。１号机组已于２０１４年４月移交并进入商业运行。亚齐电站的顺利运行，将为亚齐省的经济发 展和苏门达腊电网的稳定性做出贡献。近年来，随着经济持续快速发展，印尼对电力的需求也与日俱 增，此外，通过电力建设消耗相对过剩的煤炭，也有利于煤炭工业摆脱困境。印尼电力建设开始提速， 这给中国电力企业深耕印尼市场带来了机会，也拓展了中国企业在印尼的业务范围。 摘自上海电气电站设备有限公司电站辅机厂技术部《信息简讯》第１８６期 ４４
