引言汽轮机配汽方式有节流配汽、喷嘴配汽和复合配汽[1]。机组配汽方式设置不合理，将引起机组振动超标或轴瓦温度升高等问题，影响机组安全运行[2-3]。在某一确定阀序下，存在最优滑压曲线，合适的滑压曲线可提升机组不同负荷段的经济性[4-6]。以东汽某600 MW机组为例，该机组采用复合配汽方式，从安全性和经济性角度分析阀序优化及滑压优化对机组运行的影响，为同类型机组运行提供指导。1机组概况某电厂1#机组为东方汽轮机厂引进日立技术制造的600 MW超临界机组，机组型号为N600—24.2/566/566，该机组采用复合配汽方式，配汽结构布置如图1所示。2个高压主汽阀的出口与4个高压调节阀的进口对接焊成一体，4个高压调节阀合用一个壳体。高压缸共有4个喷嘴弧段，对称布置于高压缸上、下汽缸，其中1#、4#弧段喷嘴数较多，2#、3#弧段喷嘴数较少。1#机组原阀位控制逻辑无论机组负荷多少，4个高压调节阀均打开进汽，开度各不相同，使4个高压调节阀均有节流损失。1#机组在额定负荷下运行经济性尚可，但在低负荷下，由于汽轮机配汽方式不合理、进汽调节阀节流损失大，导致机组运行经济性较低，同时该机组运行中还存在1#轴承瓦温高、2#轴承振动大等问题。为提升机组运行安全性及经济性，需要通过阀序调整和滑压优化试验对机组进汽方式和运行压力进行调整优化。10.3969/j.issn.1004-7948.2021.10.008.F001图1配汽方式布置2阀序调整及滑压优化2.1阀序调整为实现顺序阀运行，首先确定前2个开启阀的位置，再确定第3个阀位置。为了安全起见，先进行3阀位试验，确定3阀位顺序，再进行2阀位试验，确定前2个开启阀的位置。试验主要工况如表1所示。10.3969/j.issn.1004-7948.2021.10.008.T001表1阀序优化试验主要工况工况负荷/MW阀序主汽压力/MPa备注0488—19.7原阀序1453GV1&GV3&GV419开度100%2451GV1&GV2&GV418.73379GV2&GV3&GV417.14456GV1&GV421.85390GV2&GV422.86306GV3&GV420.6GV3/GV4开度43%7387GV2&GV4+GV322.5GV3开度9%8377GV2&GV4+GV317.2GV3开度48%1#机组在以往运行中存在1#轴承瓦温高、2#轴承振动大等问题，调整试验开始前（工况0），1#轴承瓦温86 ℃，2#轴承Y向振动82.6 µm。在阀序调整过程中1#轴承瓦温和2#轴承Y向振动变化如图2所示。10.3969/j.issn.1004-7948.2021.10.008.F002图2不同阀序下1#轴承瓦温和2#轴承Y向振动变化从图2可以看出，3阀位试验的不同情况，（1）工况1：1#轴承瓦温由86 ℃上升至91 ℃；2#轴承Y向振动由82.6 µm下降到67.1 µm。（2）工况2：1#轴承瓦温由91 ℃下降到88.1 ℃；2#轴承Y向振动由67.1 µm增大到78 µm。（3）工况3：1#轴承瓦温由88.1 ℃下降到81.4 ℃；2#轴承Y向振动由78 µm增大到87.3 µm。综合考虑，3阀位运行时，工况3运行效果较好，主要原因是1#轴承瓦温最低，为81.4 ℃，比原阀序低约5 ℃；2#轴承Y向振动87.3 µm，相比原阀序略微增大；1#阀为大喷嘴，通流能力大，节流损失小，机组带负荷范围也较大，经济性高，建议将1#阀最后开启。从图2可以看出，2阀位试验的不同情况，（1）工况4：1#轴承瓦温90.4 ℃；2#轴承Y向振动69.5 µm。（2）工况5：1#轴承瓦温下降到72.3 ℃；2#轴承Y向振动增大到78.3 µm，从机组安全运行角度考虑，2阀位运行时，采用工况5运行阀序。从图2可以看出，进行两阀位低负荷试验的不同情况，工况6：2#轴承Y向振动为66 µm，比工况5小12 µm；1#轴承瓦温79.1 ℃，比工况5高约7 ℃，但比工况0运行良好。因此，2#、4#阀可作为新阀序下先开启的两个阀运行。2.2不同阀序经济性分析不同工况下，汽轮机新阀序和原阀序经济性比较如表2所示。从表2可以看出，300~540 MW工况下，新阀序工况较原阀序工况热耗率分别降低65.97 kJ/kWh、51.43 kJ/kWh、59.79 kJ/kWh、54.16 kJ/kWh、32.23 kJ/kWh和28.48 kJ/kWh，经济性较好。10.3969/j.issn.1004-7948.2021.10.008.T002表2新阀序和原阀序经济性比较试验工况/MW阀序高调阀开度热耗率/（kJ/kWh）热耗率下降/（kJ/kWh）300原阀序GV4×78.5%+（GV2+GV3）×58%+GV1×11.4%8 491.470新阀序（GV2+GV4）×99%+GV3×17%8 425.4965.97360原阀序GV4×90%+（GV2+GV3）×69.2%+GV1×18%8 332.460新阀序（GV2+GV4）×99%+GV3×22%8 281.0351.43420原阀序GV4×88.7%+（GV2+GV3）×67.8%+GV1×17.1%8 137.460新阀序（GV2+GV4）×99%+GV3×29%8 077.6759.79480原阀序GV4×82.1%+（GV2+GV3）×61.5%+GV1×10.7%8 004.370新阀序（GV2+GV3+GV4）×99%7 950.2154.16510原阀序GV4×90.8%+（GV2+GV3）×70.1%+GV1×18.4%7 972.850新阀序（GV2+GV3+GV4）×99%+GV1×22%7 940.6232.23540原阀序GV4×90%+（GV2+GV3）×69.5%+GV1×18%7 958.450新阀序（GV2+GV3+GV4）×99%+GV1×17%7 929.9728.482.3滑压优化汽轮机组的运行经济性可用机组热耗率HR表征[7]：HR=3 600ηt×ηr×ηm×ηg (1)式中：ηt——循环热效率；ηr——汽轮机内耗率；ηm——机械效率；ηg——发电机效率。不同运行参数下，ηm和ηg变化不大，影响HR的主要因素是ηt和ηr。其中ηt和机组的初、终参数有关，通过提升机组运行初参数或降低机组终参数获得提高。ηr和机组高、中、压缸效率有关。配汽参数发生变化后，同时改变机组缸效及主汽压力，也影响ηt和ηr。针对不同配汽方式机组，总会存在一个最优的阀位开度，使HR最小，即存在一条最优的滑压曲线达到机组运行效率最高。不同主汽压力下机组热耗率比较如图3所示，各负荷工况最佳主汽压力对应的阀位如表3所示。由表3可知，300 MW负荷工况最佳主汽压力为15.3 MPa；360 MW负荷工况最佳主汽压力为17.5 MPa；420 MW负荷工况最佳主汽压力为19.7 MPa；480 MPa负荷工况最佳主汽压力为22.0 MPa；510 MW负荷工况最佳主汽压力为23.1 MPa；540 MW负荷工况最佳主汽压力为24.2 MPa。10.3969/j.issn.1004-7948.2021.10.008.F003图3不同主汽压力下机组热耗率比较10.3969/j.issn.1004-7948.2021.10.008.T003表3机组不同负荷下对应的最佳主汽压力负荷/MW阀位最佳主汽压力/MPa300（GV2+GV4）×99%+GV3×17%15.3360（GV2+GV4）×99%+GV3×22%17.5420（GV2+GV4）×99%+ GV3×29%19.7480（GV2+GV3+GV4）×99%22.0510（GV2+GV3+GV4）×99%+GV1×22%23.1540（GV2+GV3+GV4）×99%+GV1×17%24.2根据不同负荷下最佳主汽压力得出机组在新阀序下的最佳滑压曲线，如图4所示。根据试验结果得到最佳主汽压力与负荷关系式如下：当机组负荷＜540 MW时，P=0.037 2×Q+4.107（2）当机组负荷≥540 MW时，机组采用定压运行，P=24.2 MPa（3）式中：P——最佳主汽压力，MPa；Q——机组负荷，MW。10.3969/j.issn.1004-7948.2021.10.008.F004图4机组最佳滑压曲线3结语（1）通过阀序优化试验确定机组最优阀序，将原阀序更改为GV2&GV4→GV3→GV1。（2）阀序优化后1#轴承瓦温和2#轴承Y向振动较调整前有所下降，提升机组运行的安全性。（3）通过滑压优化试验，确定机组在540 MW以上时，采用定压运行，运行压力为24.2 MPa；在24.2 MPa以下时，采用滑压运行，滑压曲线为P=0.037 2Q+4.107。