一、引言
    我廠汽輪機是由是哈爾濱汽輪機廠自主開發的、具有自主知識產權的超臨界、一次中間再熱、單軸、三缸、四排汽、直接空冷凝汽式660MW汽輪機組，采用積木式的設計，保留了濕冷機組的技術特點如反動式葉片、整鍛轉子、多層汽缸、數字電液調節等。其結構緊湊，經濟性好，適合中國國情，具有很高的運行效率和安全可靠性。
    二、單閥/順序閥（SIN/SEQ）
    單閥/順序閥切換的目的是為了提高機組的經濟性和快速性，實質是通過噴嘴的節流配汽（單閥控制）和噴嘴配汽（順序閥控制）的無擾切換，解決變負荷過程中均勻加熱與部分負荷經濟性的矛盾。單閥方式下，蒸汽通過高壓調節閥和噴嘴室，在360°全周進入調節級動葉，調節級葉片加熱均勻，有效地改善了調節級葉片的應力分配，使機組可以較快改變負荷；但由于所有調節閥均部分開啟，節流損失較大。順序閥方式則是讓調節閥按照預先設定的次序逐個開啟和關閉，在一個調節閥完全開啟之前，另外的調節閥保持關閉狀態，蒸汽以部分進汽的形式通過調節閥和噴嘴室，節流損失大大減小，機組運行的熱經濟性得以明顯改善，但同時對葉片存在產生沖擊，容易形成部分應力區，機組負荷改變速度受到限制。因此，冷態啟動或低參數下變負荷運行期間，采用單閥方式能夠加快機組的熱膨脹，減小熱應力，延長機組壽命；額定參數下變負荷運行時，機組的熱經濟性是電廠運行水平的考核目標，采用順序閥方式能有效地減小節流損失，提高汽機熱效率。
    對于定壓運行帶基本負荷的工況，調節閥接近全開狀態，這時節流調節和噴嘴調節的差別很小，單閥/順序閥切換的意義不大。對于滑壓運行調峰的變負荷工況，部分負荷對應于部分壓力，調節閥也近似于全開狀態，這時閥門切換的意義也不大。對于定壓運行變負荷工況，在變負荷過程中希望用節流調節改善均熱過程，而當均熱完成后，又希望用噴嘴調節來改善機組效率，因此這種工況下要求運行方式采用單閥/順序閥切換來實現兩種調節方式的無擾切換。以求得最好的運行工況。
    我廠#1、#2機組投產以來，運行方式一直采用全周進汽的單閥運行方式，這樣轉子和定子的溫差較小，在變負荷運行時溫差影響較小，有利于機組初期的磨合。由于單閥運行，4個高壓調節閥（GV）都參與開度調節，且一般高壓調門開度不大（20%-50%），蒸汽通過調節閥門時有較大的節流損失，而機組運行要求盡量減少調節閥門的節流損失，提高汽輪機的效率，提高經濟性。而且閥門的節流損失在閥門接近全關或接近最大流量時達到最小。采用順序閥門控制方式下，一般只有一個高壓調節閥進行開度調節，其余的閥門保持全開或全關，這樣減少了節流損失，提高機組熱效率。
    哈汽大部分現役機組其順序閥設計次序基本全部為：GV1/GV2→GV3→GV4；關閉順序閥的次序：GV4→GV3→GV1/GV2。汽機控制汽門示意圖如下：
    三、出現的問題及分析
    我廠1號機組單順閥切換過程中，從DCS監控畫面取得的機組轉速、負荷、1瓦x向、y向振動數值曲線分析，單閥切至順閥運行后，1瓦軸振明顯增大，增大幅度達40～50μm，同時伴隨著1、2瓦回油溫度上升約5～10度之間。比對分析，造成這些問題的原因以及國內其它機組普遍出現的問題有以下三點，并有針對性的理論結合試驗提出解決方案。

    1.采用順閥運行噴嘴配汽時，調節級分為若干個噴嘴組，它們處于非對稱性的部分進汽狀態。汽流力合力不能相互完全抵消，及蒸汽除了在轉子調節級葉輪上產生力矩而使轉子旋轉外，還有一個通過轉子中心的合力，進汽的不平衡造成壓力徑向分布不均和轉子轉矩徑向不平衡，軸承的穩定性降低及轉子在汽缸中的位置不對中，因此，存在配汽剩余汽流力，這是產生汽流激振的根本原因。根據上述對力的分析，轉子將受到不同方向的蒸汽激振和切向分力的影響，引起軸承受力變化，使軸系中各軸承載荷及轉子撓度發生變化，嚴重時將使轉子軸系產生不穩定運行，使轉子失穩引起較大的振動，調門的動作又會使調節級的配汽剩余汽流力發生變化，往往會因軸系、通流結構設計及配汽特性調整不良等原因，使運行存在如軸瓦溫度高、軸振不穩定、低頻渦動、汽流激振動等一系列問題，影響機組的安全穩定運行，實際運行也證實了這一系列問題的存在。
    對此，消除配汽剩余汽流力便是解決問題的關鍵。從理論上分析力的矢量和以及對國內同類型機組的調查，我們提出解決方案：更改順序閥開啟順序，將原GV1/GV2→GV3→GV4變為GV1/GV3→GV2→GV4。
    2.汽輪機在順閥運行時，先后開啟的高壓調門之間存在明顯的重疊度，重疊度最小時為零，此時它的調節級效率最高，但流量特性最差，會引起機組在某些負荷不穩定。重疊度最大的曲線流量特性的線性度最好，但調節級效率最低。在順序閥開啟時，可能會存在某段流量范圍內流量指令與實際蒸汽流量不成線性，這時需要開啟下一個調門來修正，這就是閥門重疊度的設置。如下圖所示：
    實線所示為無重合度的情況，這不負荷調節系統的設計要求（調節系統的靜態特性線要求兩端速度變動率大，中間平滑過渡），虛線所示為合理重合度的情況。

    為了使配汽機構特性曲線比較平滑，一般在前閥尚未開完，其閥門壓力重疊度為0.85～0.9時便提前開啟后閥。調門重疊度的大小直接影響著配汽機構的靜態特性。重疊度有兩種：
    1.行程重疊度
    其中，h1為閥后開啟時的前閥行程，hmax為前閥全開行程。
    2.壓力重疊度
    其中，p1為對應于h1的閥后壓力，即噴嘴前壓力，pmax為對應于hmax的閥后壓力。
    一般情況下，當汽門開度達到60%時，汽門的通流能力達到總通流能力的90%以上，在“閥點”附近，先開啟的調節汽門不可避免的存在40%左右的空行程，此時，高壓調節閥極可能頻繁出現大幅度晃動，嚴重影響機組的安全運行。

    試驗處理辦法：順閥運行方式下，進行負荷變動試驗，升負荷、降負荷兩個階段，試驗是機組協調控制投入，主蒸汽壓力按滑壓曲線確定，按正常變負荷速度，連續同向改變負荷，判斷“閥點”處閥門的晃動情況，如果存在明顯晃動，要對配汽特性曲線進行調整，通過修改配汽特性曲線找到機組運行的最佳配汽工況點，從根本上解決改問題。
    2.配汽特性流量曲線改變，理想的配汽特性曲線在不同的配汽方式下表現出來的各個高壓調節汽門雖然開度不同，但通過的總蒸汽流量是相同的，而在實際應用中，由于種種原因，切換前后總蒸汽流量將產生偏差，這種偏差直接反映到機組功率與主蒸汽參數的變化上。下圖是通過運行過程中，機組行程、閥后流量實際測量值的單閥、順閥的流量特性曲線圖。
    通過上圖我們可以看出單、順閥流量特性曲線的差別，以及各個高壓調節閥的“閥點”在圖中所對應的位置，并據此，在運行當中密切觀察“閥點”處調閥晃動和機組振動、瓦溫等情況，對曲線進行修正，以達到最佳流量曲線。

    四、結論
    將原順序閥次序：GV1/GV2→GV3→GV4，改變為：GV1/GV3→GV2→GV4，對稱進汽，消除配汽剩余汽流力，避免產生汽流激振，對機組滑壓運行兩種配汽模式的比較分析。試驗設計單閥模式運行，維持負荷在額定之50%即300MW左右穩定運-~5-o.5h以上。全面記錄汽輪機運行各參數，如主、再熱蒸汽溫度、壓力、軸向位移、高壓缸脹差、汽缸溫度、調節級壓力等，在單閥模式滑參數將機組負荷逐漸升至額定600MW，主蒸汽滑壓范圍11.40MPa～16.59MPa，溫度保持533~C不變。過程中每50MW停留0.5h，全面記錄運行各參數，期間回熱系統全部投入、輔機系統及附屬設備、汽機凝汽器終參數、軸承潤滑狀況等維持不變。在順序閥方式下，按同樣的主蒸汽滑參數曲線、運行方式進行比較試驗，以得出適應該機組的流量特性曲線，并保證運行中不偏離該曲線，達到安全運行的需要。