配汽优化范文（精选3篇）

配汽优化 第1篇

一、系统概况及优化方向选择

SW电厂1号汽轮机系东方汽轮机厂生产的N600-24.2/566/566型超临界, 一次中间再热, 三缸四排汽, 凝汽冲动式汽轮机组。该汽轮机组采用原厂设计的全电调控制的复合配汽方式。该配汽方式在启动和低负荷阶段采用节流配汽方式运行, 在高负荷下过渡到喷嘴配汽方式运行。此配汽方式在额定负荷下的效率较高, 但在部分负荷时节流损失较大。2015年SW电厂机组年利用小时数大幅度降至3980.3小时, 在新的经济形势下势必将进一步下降, 继续采用原复合配汽方式, 在较大部分时间段内, 4个调节阀开度偏小, 存在较大的节流损失。为此, 就有必要对其配汽方式进行优化, 以适应实际运行的要求。

二、汽轮机调节级喷嘴及调节阀流量特性

汽轮机组调节级喷嘴技术规范 (表1) :

根据试验得出的高压调节阀流量特性曲线 (图1) 可知:

(1) CV1~CV4高压调节阀在15%开度以下流量均为为0;

(2) CV1、CV4高压调节阀在阀门开度达到50%左右时, 流量达到90%;

(3) CV2高压调节阀在阀门开度达到39%左右时, 流量达到90%;

(4) CV3高压调节阀在阀门开度达到38%左右时, 流量达到90%。

三、原复合配汽方式

机组原设计的配汽方式为引进日立的复合配汽方式, 如图2所示。汽轮机切缸后, 负荷由中压调门转为高压调门控制, CV1、CV2、CV3随负荷增加逐渐全开, CV4在55%负荷时转而关小至全关, 91%负荷以后重新开启。该配汽方式适宜于带基本负荷的机组, 机组在中低负荷运行时, 4个高压调门均处于部分开启状态, 汽轮机高压进汽部分节流损失较大, 同时调节级进汽的不均匀性会延续至高压前几级, 致使机组中低负荷经济性下降。

四、新顺序阀配汽曲线

电厂及所聘科研公司根据汽轮机组高压调节阀流量特性及调节阀开启顺序与高压缸效率关系, 并选取最优阀门重叠度的基础上, 制定了新的顺序阀配汽曲线, 改后顺序阀阀序为“CV1&CV3-CV4-CV2”, 即随负荷增加CV1及CV3高压调节阀同时最先开启, 总阀位达60%时CV4逐渐开启, 达92%时CV2才开启参与调节, 此时CV4开度超过50%, 具体如图3所示。

五、优化后配汽方式

对1号机组开展进行配汽方式和滑压运行情况深入分析研究, 结合机组实际调峰情况及同类型机组优化经验, 制定出了1号机组在230MW至600MW负荷段内投入新的顺序阀配汽方式优化策略, 完成机组全负荷段的调整与投运工作, 保证汽轮机的安全经济运行, 满足机组调峰调频要求。机组保留原有配汽方式, 并通过逻辑优化设计, 两种配汽方式在机组负荷200MW以上可自由切换, 阀序切换过程中可暂停亦可返回, 在故障情况下新的配汽方式也能满足机组停运要求。

六、优化成果及存在的问题

1.优化成果

将复合配汽改进为顺序阀配汽, 并经滑压优化后, 大大提高了机组运行经济性, 完成改造后对1号机组进行了热力性能试验。较复合配汽方式, 投入顺序阀并连续稳定运行, 相同负荷下供电煤耗下降约1~2g/ (k W·h) , 按2015年机组年度发电量计算, 全年可节省标煤近4000吨, 经济成本近240万。

(1) 300MW负荷工况下, 优化后机组发电煤耗下降1.78g/ (k W·h) , 供电煤耗下降1.86g/ (k W·h) ;

(2) 400MW负荷工况下, 优化后机组发电煤耗下降1.57g/ (k W·h) , 供电煤耗下降1.36g/ (k W·h) 。

2.存在问题:

(1) 1、2轴承瓦温高:1号机组在顺序阀运行时, 1、2轴承瓦温最高达100℃, 较之前升高近17℃。分析其原因在于新的配汽方式下, 汽轮机变为上进汽方式, 转子增加了向下的受力。经观察该瓦温能一直维持稳定, 距离报警值还有相当距离, 鉴于瓦温升高的原因比较明确, 在此原因下瓦温不存在突然升高的可能性。综上所述, 1、2轴承瓦温高不会影响机组连续安全运行。

(2) 调节级后汽温高:顺序阀配汽方式下, 机组升负荷过程中, 调节级后蒸汽温度会短暂超温达530℃, 这势必会影响汽轮机部件的寿命。经跟踪分析发现超温皆发生在升负荷过程中CV4开度达到40%以上且CV2开度在20%以下时阶段, 由于调节级后蒸汽温度测点安装在CV2对应的喷嘴组动叶后, 当CV2开度较小时, 通过CV2的小股汽流未膨胀降温, 汽流温度较高, 此时调节级温度仅反映了该股汽流的温度, 不代表汽缸内壁和转子的金属温度。由此可见, 1号汽轮机组在顺序阀配汽方式下, 加负荷过程调节级后汽温高只是表面现象, 汽缸内壁和转子表面金属温度实际并未超温, 机组可连续安全运行。

结论

SW电厂经过对1号汽轮机组配汽方式优化改造, 将原来复合阀配汽方式改造成机组启动初期复合阀, 稳定并带上200MW负荷以后切换为顺序阀配汽方式。经效率试验比较, 机组在新的配汽方式下, 保证安全的基础上, 机组煤耗降低, 经济性得到显著提高。对同类型机组进行优化改造提高经济性很有借鉴意义。

参考文献

[1]杨廷志.浅谈汽轮机配汽方式优化技术[J].广西电力, 2014, 37 (5) :78-81.

[2]超临界600MW汽轮机运行方式的优化研究[J].动力工程学报, 2012, 32 (5) :356-361.

汽轮机配汽方式运行分析 第2篇

现代电厂为提高机组负荷运行的经济性和提高机组的负荷响应性, 大部分机组实行复合滑压运行模式, 同时采用了阀门管理功能。阀门管理功能即根据运行工况的需要, 使汽轮机的控制阀按设计好的运行模式运行, 即单阀运行方式或顺序阀运行方式。运行中两种方式可相互无扰切换, 利于提高汽轮机的调节性能和对各种运行方式的适应性, 加强热应力控制, 延长机组的使用寿命和运行可靠性。我公司机组的阀门管理功能即通过单阀与顺序阀控制方式的切换, 保证机组的安全、经济运行。

2 机组配汽方式分类

2.1 顺序阀控制

机组在顺序阀控制即喷嘴调节方式, 是指进入汽轮机的蒸汽都经过几个依次开启或关闭的调节汽门再通往第一级, 为部分进汽。顺阀方式, 在机组中低负荷运行时, 具有较高的热经济性, 是一种较有效的调节方式, 但随着负荷的变化, 第一级蒸汽温度变化很大, 因此需要较长时间来完成负荷的变化。

2.2 单阀控制

机组在单阀控制即节流调节方式, 是指进入汽轮机的蒸汽都经过一个或几个同时开启或同时关闭的节流调节汽门后, 进入第一级喷嘴, 为全周进汽。采用单阀方式能够加快机组的热膨胀, 减小热应力, 延长机组寿命;额定参数下变负荷运行时, 此种单阀控制调节方式, 在变工况时, 第一级蒸汽温度变化较小, 可允许较大的负荷变动率。

3 本厂机组阀门管理实际运行状况

我公司为机组为超高压、一次中间再热、冲动式、双缸双排汽、工业采暖、单抽汽供热凝汽式汽轮机, 机组型号C135/N150-13.24/ (0.981) /0.4/535/535/。机组在2009年正式投入运行, 2010年11月由单阀切换为顺序阀运行。

3.1 机组切换实际过程

2#机组于11月10日11:26单阀切顺阀运行, 负荷100MW, 压力8.4Mpa, 机组由100.5MW降到92.7MW。

1#机组11月18日9:31单阀切顺阀运行, 负荷133.5MW, 主汽压力10.7Mpa, 机组负荷133.5降到126.2MW。

运行过程中1、2、3#高调最大95%, 4#高调最大开度70%;1、2#高调门在63%时, 3#高调门开启;1、2#高调门在84%时, 3#高调门47%, 4#高调门开启。

缓解了调门波动问题:单阀时高调门在阀位32-36%摆动剧烈, 负荷波动3-5MW。切顺阀后, 3#高调门在31-34%摆动幅度15%;4#高调门在阀位21-24%摆动幅度13%, 负荷波动1MW, 1、2#高调门没有出现摆动。

3.2 阀门切换对机组的影响

3.2.1 汽耗率影响:

机组负荷85MW, 主汽压力10.5Mpa时主汽流量由260t/h减至243t/h。负荷100MW, 主汽压力10.0Mpa, 主汽流量302t/h。切顺阀后, 主汽流量290t/h。负荷135MW, 主汽压力13.1Mpa时主汽流量由398t/h减至383t/h, 详见表1。

3.2.2 快速调负荷影响:

机组减负荷, 由135MW, 11.7Mpa, 主汽流量396t/h, 此时调节级温度498℃, 降负荷至85MW, 主汽流量239t/h, 主汽压力11.4Mpa, 调节级温度460℃。降负荷调节级温度下降了48℃, 升降负荷应该控制好, 主汽压力平滑下降, 不要突升突降, 以免给调节级带来应力损坏, 机组顺阀运行不适合负荷较短时间较大变化。

对缸体温度的影响:在负荷135MW的情况下, 切顺阀前后, 调节级温度有所下降, 高压缸上下缸温度有所下降, 高排温度同时也有所下降。同样负荷135MW同样主汽压力13.14Mpa调节级压力8.63-8.46Mpa, 调节级后温度494-471℃, 上下缸温度507/511℃-499/504℃, 上下缸温差由4-5℃, 切顺阀前后高排压力2.38-2.32Mpa, 温度328-311℃。

对机组膨胀的影响:负荷135MW高压缸胀差有所减小1.4mm-0.90mm。绝对膨胀由原来的18.06降到17.6mm, 低压缸胀差4.27mm降到3.61mm。轴位移-0.21降到-0.22mm。

对各级抽汽的影响:各级抽汽压力、温度均有下降。一段抽汽压力3.36-3.26Mpa, 温度375-325℃, 二段抽汽压力2.36-2.30Mpa, 温度318-306℃, 三段抽汽压力0.57-0.56Mpa, 温度369-359℃。

3.3 机组正常运行时, 单阀、顺阀切换总结

改顺阀后由于喷嘴调节减少了节流损失, 主蒸汽流量减少, 主蒸汽流量减少的同时也对转子和缸体都起到冷却的作用, 对转子的影响较大, 尤其是调节级部分, 导致各个胀差的减小。调节节后温度、压力下降, 调节级做功多了, 一段抽汽、二抽抽汽、高排压力温度变化说明高压缸做功能力增强。在主汽压力较低, 调门全开时基本与单阀情况一样, 必须在较高压力情况下, 顺阀才有效果。高负荷定压运行, 低负荷滑压运行, 变负荷应缓慢改变压力, 防止调节级温度短时间剧烈变化。锅炉应控制好主蒸汽温度主汽压力, 避免主蒸汽温度和压力变化使调节级和转子产生交变应力, 损害汽轮机汽缸、调节级和转子。同时好再热蒸汽温度, 以免影响低压缸效率, 末级蒸汽温度较低对低压缸末级叶片水蚀增加。

4 总束语

根据这几年机组运行实践, 总结汽轮机配汽方式运行如下:

4.1 机组启动冲转与最小负荷阶段

在机组冷态启动时, 汽轮机从冲转、升速、并网及低负荷暖机时, 采用单阀控制, 通过全部调节阀和喷嘴室供汽, 达到全周进汽目的, 这样使汽轮机高压通流部件得到均匀地加热。负荷至80MW以上, 调节级温度达400℃以上时, 可由单阀切换顺序阀运行, 此时应严格控制负荷变动率。

4.2 负荷变化时阶段

在负荷变化期间, 假如负荷迅速地变化或负荷值频繁地变更时, 为了使汽轮机通流部分蒸汽温度变化较小, 借以减少热应力, 应当采用单阀调节方式。如果长期在低于额定负荷运行时, 应当选用顺阀调节方式, 以获得较高的热效率。

4.3 加负荷阶段

如果机组在单阀下运行, 要求以尽可能快的速度增负荷, 并在效率较高的喷嘴调节方式下维持较高负荷运行。应在负荷达到较高水平后立即进行阀切换, 以保证转子内部温度变化最小。

4.4 减负荷阶段

如果机组在单阀下运行, 要求以尽可能快的速度减负荷至一定数值, 并保持低负荷运行较长的时间。应在低负荷运行一段时间后待第一级蒸汽及金属温度都达到稳定状态后进行阀切换, 以减少转子内外温差。

4.5 停机阶段

使用单阀下停机, 能在允许高压转子热应力情况下, 快速降负荷, 使汽轮机第一级区域内金属温度均匀降低, 这种情况适用于临时停机不用揭缸的情况。采用顺阀停机, 使机组第一级区域内金属温度降低至较低水平, 停机后可缩短盘车时间。

摘要：现在大部分机组都带有阀门管理功能, 实现机组能够安全顺利由单阀、顺阀转换, 保证机组的安全启动与经济运行。

配汽优化 第3篇

关键词：汽轮机,进汽方式,轴承温度,潜在风险,原因分析,治理措施

天津国华盘山发电有限责任公司#2机组调速系统改造为纯电调后, 为提高机组运行的安全性和经济性, 进行了高压调门阀序优化, 由下部进汽切换为上部进汽, 顺序阀运行时高调门的开启顺序为3、4-1-2。不同的配汽运行方式对机组的安全、经济性有显著影响。顺序阀控制方式只有一个或两个高压调节阀进行开度调节, 其余的阀门保持全开或全关, 减少了节流损失, 提高了机组的热效率。

但采用顺续阀喷嘴配汽时, 调节级四个喷嘴组, 它们处于非对称性的部分进汽状态, 汽流力合力不能相互完全抵消, 因此, 存在配汽剩余汽流力, 调门的动作又会使调节级的配汽剩余汽流力发生变化, 往往会因轴系、通流结构设计及配汽特性调整不良等原因, 使运行中出现如轴瓦温度高、轴振不稳定、低频涡动、汽流激振动等一系列问题, 严重影响机组的安全稳定运行。

1 汽轮机不同负荷和不同进汽方式下参数统计和风险分析

下面对#2机组汽轮机高调门不同配汽方式下轴瓦温度等在不同负荷段参数变化进行一下统计, 见下表1

从表1各种汽轮机配汽方式同一负荷下参数对比可以看出主机从调门开度、导管压力和调节级压力看, 同一负荷下#3、4调门先开比#1、2调门先开时, 调门开度大了许多, 低负荷时更为明显, 高负荷第三个开启 (第四个调节阀未开) 时的阀门开度也明显增大, 大大减小了节流损失, 达到了节能的目的。

因不同配汽特性的影响产生于调节级, 故对靠近调节级的高压转子前后轴瓦产生明显影响, 而对远离调节级的各轴瓦影响甚微。从机组升降负荷高压转子#1、2轴承各瓦温度的变化看, 下部进汽瓦温变化平稳、幅度小 (300~500MW单瓦最大温差仅8℃) 。而上部进汽 (顺序阀3、4-1-2方式) 高压转子#1、2轴承各别瓦块变化幅度大 (300~500MW单瓦最大温差则高达25℃左右) , 特别是高压转子#1、2轴承温度发生了明显的变化, #2轴承2-1和2-3可倾瓦块温度在机组负荷400MW左右, 经常达到85℃报警值, 近期#2轴承2-3可倾瓦块温度在控制润滑油温40℃低限的情况下仍达到近87℃, 且缓中有升趋势, 对轴瓦乃至机组的运行安全构成严重威胁。

从组升降负荷高压转子#1、2轴承各瓦温度的变化看, 下部进汽瓦温变化平稳、幅度小 (300~500MW单瓦最大温差仅8℃) 。而上部进汽 (顺序阀3、4-1-2方式) 高压转子#1、2轴承各别瓦块变化幅度大 (300~500MW单瓦最大温差则高达25℃左右) , 特机组负荷400MW~530MW升降过程中, 上部进汽调节级部分进汽时, 由于调节级动叶周向不均匀汽流产生横向作用力, 改变了轴承的载荷方向, 由原本三个下瓦块均衡承载变为向右偏移, 导致左侧瓦块载荷减轻、右侧瓦块载荷加大;由于调节级离#2轴承较近, 故调节级汽流横向作用力对其影响大于#l轴承, #2瓦块温度的变化也就大于#l轴承, 其中在Ⅲ、Ⅳ调门接近全开和Ⅰ调门较小开度时, #l、2轴承的瓦块温度达到最大值, 各别瓦块最大变化幅值分别达到10℃和25℃, 且#l、2轴承摆动瓦块温度最高均为-1和-2摆动瓦, 机组负荷400MW左右, #3、4高压调门开度接近80%, #1高压调门开度15%左右, 汽轮机高压转子#1、2轴承乌金温度最高, 在冷油器出油温度为40℃时, #2轴承瓦温由进汽方式切换后最初的82℃, 随着机组运行时间的延长, 经常达到85℃报警值, 近期#2轴承2-3可倾瓦块温度甚至达到近87℃, 且仍缓中有升趋势。

针对运行中#2轴承温度的偏高现象分析原因如下:

1) 高压转子轴承上调节级横向汽流力分析:#2机组调速系统改造为纯电调后, 为了提高机组的运行效率, 达到节能目的, 由下部进汽切换为上部进汽, 顺序阀运行时高压调门的开启顺序为3、4-1-2。调节级不同进汽方式下转子振动和轴承瓦块温度异常变化, 不仅与调节级进汽方式有关, 而且还与轴承适应转子上横向作用力的能力有关。在调节级部分进汽时, 可倾瓦块的承力中心点和方向均发生了变化, 这必然会改变轴承的油膜间隙和进入轴承油楔的润滑油量, 从而影响瓦块温度的变化。从汽轮机转子受力分析, 汽流力除产生推动转子旋转的扭矩外, 在部分负荷下还将产生很大的附加横向汽流力。

汽轮机动叶上的汽流作用力正比于通过动叶通道的流量和对应进、出口流速, 而进、出流速很大程度上正比于喷嘴组的焓降。附加横向汽流力随#3、#4阀开大而增大, 当#3、#4阀接近全开而其它两阀尚未开启时达到最大, 因此高压转子上所受到的力除转子自身的重力外, 还增加了由于部分进汽引起的横向力。转子在这一合力作用下, 轴心位置发生偏移, 这一偏移将使#1、#2轴承侧隙发生了很大变化, 进油油楔面积大大减小, 轴承供油量不足, 导致机组1#和#2瓦瓦温升高。

在全周均匀进汽时, 动叶上的汽流力不会产生横向作用力;调节级非全周均匀进汽时, 汽流对转子将产生横向作用力。调节级喷嘴组不同进汽方式下, 对转子产生不同的横向作用力, 由此对转子振动和轴承载荷产生影响, 调节级对称进汽是避免部分进汽状况下产生转子横向作用力的有效措施。当转子上因调节级部分进汽产生横向作用力时, 由此在转子两端的支承轴承上也将产生对应的作用力, 使轴承载荷发生变化。转子两端支承轴承上横向作用力的分力决定于调节级叶轮与两端轴承中心的距离, 由于调节级离#2轴承较近, 故调节级汽流横向作用力对其影响大于#l轴承, #2瓦块温度的变化也就大于#l轴承。

2) 轴承本身因素分析:影响滑动轴承瓦块温度的主要因素是轴承载荷、转轴的转速、润滑流量, 轴承的几何参数和瓦块的材料特性, 在正常运行情况下, 润滑油供油量对可倾瓦轴承瓦块温度的影响较小, 因为轴承正常润滑油量是由转子旋转带入油楔, 而不是靠压力压入。

在#3、4高压调门全开时, 调节级上半喷嘴弧段进汽, 对高压转子产生很大的水平方向横向作用力, 是高压转子汽流横向作用力的最大工况;在#3、4高压调门全开后, 开始开启#1高压调门, 增大汽轮机的进汽量, 调节级后压力升高, #3、4喷嘴组的切向汽流力减小, 加上#1喷嘴组汽流力水平分量的反向抵消作用, 使转子上汽流水平方向的横向作用力分量快速减小, 在#3、4、1高压调门全开时达到最小。

轴承对中自位能力差和可倾瓦块适应载荷变化能力差也是造成顺序阀控制方式下瓦块温度过度升高的重要因素, 合理调整轴承安装参数和机组轴系扬度, 也是解决汽轮机高压转子轴承瓦块温度高问题的重要措施之一。

2 治理方案与效果

通过对高压转子轴承检修与调整, 合理选用轴承润滑油进油温度, 改变调节级喷嘴组进汽方式组合, 在机组顺序阀控制模式下, 完全有可能将高压转子轴承瓦块的最高温度控制在85℃以内, 实现汽轮机的安全、经济运行。

汽轮机在顺序阀方式下高压转子轴承瓦块温度异常问题, 合理且有效的措施是改变高压缸调节级喷嘴组的进汽方式, 使调节级部分进汽时转子上汽流横向作用力降至最小。#3、4高压调门全开时调节级的焓降和通过#3、4喷嘴组的蒸汽量为最大, 与此对应的调节级动叶上的汽流力为最大;#3、4、1高压调门时汽轮机的进汽量较大, 全开调门的焓降较小, 单个喷嘴组动叶上的汽流力远小于仅#3、4高压调门全开时的工况, 加上喷嘴组间汽流力相当部分反向抵消, 无论采用何种进汽方式, 其转子上横向汽流力均不会很大。

因此, 降低调节级部分进汽时转子上的汽流横向作用力和轴承上的静载荷, 关键在于减小#3、4高压调门全开时的工况的转子上汽流横向作用力。引起高压转子轴承瓦块温度升高的诱因是调节级喷嘴弧段进汽方式, 轴承承载能力差是表现出来的最终结果。调整轴承润滑油进口温度, 使油温控制在40~43℃范围内, 在调节级全周进汽时, 高压转子轴承瓦块温度控制在70℃以内。机组检修中应严格按制造厂要求的轴系扬度曲线和转子对中要求进行调整, 保证高压转子#l、2轴承合理的静载荷。

我公司#2机组曾因在控制润滑油供油温度40℃低限的情况下, 高压转子#2轴承可倾瓦温度仍达85℃报警值, 利用机组停机检修机会对高压转子#2轴承各可倾瓦块进行了检查, 未发现异常, 并对高压转子#2轴承2-3可倾瓦块进行了刮瓦处理, 机组再次启动后, #2轴承2-3可倾瓦块温度略有降低 (84℃左右) 。后因#1高压调门油动机与阀杆连接销轴断裂, 运行中不得不将高缸进汽方式由#34-1、2切换为#34-2、1, 经运行观察, 机组各项参数一切正常, 高压转子#2轴承各可倾瓦的最高温度也降至82℃左右。汽轮机#1高压调门油动机与阀杆连接销轴更换后再次启动, #2轴承2-3可倾瓦瓦温又达到85℃报警值, 近期在冷油器出油温度为40℃时, #2轴承2-3可倾瓦块温度甚至达到近87℃, 且仍缓中有升趋势, 风险很大。

要使高压转子#1、2轴承温度达到一个很好的水平, 将高压缸进汽方式恢复到下部进汽#12-3、4运行方式最为可行, 但从运行经济性角度则不如上部进汽#34-1、2运行方式。为既能保证机组运行的经济性, 又能使高压转子#1、2轴承温度控制在85℃报警值以下, 将高压缸进汽方式切换为上部进汽#34-2、1运行方式更为可行, 只需在机组低负荷 (300MW) 时, 由热工人员在工程师站进行一下人为修改即可, 既不需机组停机又不影响机组负荷, 即可完成运行方式切换。

由数统计表可以看出, 在不降低机组运行经济性的前提下, 通过改变汽轮机高压缸调节级喷嘴组进汽方式, 在轴承自位状态良好时, 完全可以将高压转子可倾瓦块温度控制在85℃报警值以内 (实际为82℃左右) , 有效的规避了高压转子可倾瓦块温度超限带来的风险。检修人员也可通过对轴承规范检修和轴承紧力与间隙的合理调整, 以及规范润滑油质管理, 保障润滑油的清洁度, 保证轴承良好的自位状态, 使轴承与轴颈不对中程度降到最低水平, 来保证高压转子前后轴承工作地可靠性。

3 结语

结合我公司#2机组汽轮机顺序阀状态下高压转子轴承瓦块温度偏高超报警值的现象, 通过分析全周进汽和部分进汽时调节级动叶汽流力对高压转子两侧轴承的影响, 由此找出高压转子两侧轴承在部分进汽时可倾瓦块温度随高压调门开启状况变化的规律, 进而研究出避免轴承瓦块温度超限的技术改进方法和实现途径, 使机组在保证经济性最大化前提下, 实现最合理的顺序阀调节的喷嘴配汽运行方式。