汽轮机喷嘴调节与节流调节的比较
摘要： 本文介绍汽轮机设计的喷嘴调节和节流调节的实用性比较，认为喷嘴调节适用于汽轮机功率裕度比较大的机组，美国、中国比较流行；节流调节适用于功率裕度较小的机组，欧州比较流行。通常节流调节在全负荷时的经济性较好，负荷降低以后会比喷嘴调节稍差。机组发展到超超临界参数以后，喷嘴调节的一些机组顺序阀需要三阀同时开闭，失去了低负荷运行时经济性能较好的优点。本文提出了一些改进措施以飨读者。
0 引言
汽轮机组的配汽机构有两种方式，一种是节流调节，另一种是喷嘴调节。前者在任何负荷下都保持全周进汽，不易产生高压转子的汽隙振荡，全负荷运行时的经济性较好，但低负荷运行时的经济性较差；后者设有调节级，第一级叶片的焓降较大，级后的温度和压力较低，有利于转子寿命，降低通流级数，但部分进汽时容易产生高压转子的汽隙振荡。 本文将介绍汽轮机组的配汽机构经济性的比较，同时对电网高峰时段切除给水高压加热器的方式做了计算。与机组利用小时和机组额定功率定义之间的关系和比较，如何排除因配汽机构引发的汽隙振荡等问题。为此，首先假定机组的年运行小时为8000，运行方式和
其次为使比较简化，需要配汽机构典型化。先把节流调节分作两种：一种是纯节流调节，对应额定负荷时，调节汽门节流5%运行；另一种是节流调节加过负荷阀，过负荷阀的开启点定在THA点，旁通阀通到高压缸大约1/3位置的第5级后；喷嘴调节分4组，前3组喷嘴假定带到THA工况点，第4组对应第4调节阀，用在机组夏季高背压所对应的额定功率之用，并留有5%余度。
最后还必须认为机组的通流设计水平相仿，加工精度一样，假定机组高压缸各压力级的设计效率相等，定为90%，而调节级的效率比压力级约低10个百分点。以上三点假定，目的是为了对汽轮机组的配汽机构有一个清晰的分析，并不代表实际机组的性能。 1 喷嘴调节与节流调节度比较
众所周知，国际电工委员会IEC对汽轮机额定功率的定义比较宽松，囊括了世界上各主要国家的标准，其中之一是：规定背压所发出的最大连续功率。欧洲国家的一些制造厂标准认为，规定背压指的是可利用水源年均温度所对应的背压，这种规定可保障一年内有半年的时间可以发出额定或稍多的功率，另半年受到限制；我国过去采用苏联标准，改革开放以后引用美国企业的标准，认为规定背压指的是夏季最高温时段冷却水平均温度（35°C）所对应的背压，这种规定可保障全年基本满发额定功率，受限制的时间很少。两种规定对机组保证热耗率的验收工况却颇为一致，都规定在额定电功率和可利用水源年均温度所对应的背压。
两种定义在机组保证热耗率的验收工况下的进汽裕度也不一致，欧洲工厂标准在额定电功率时留了大约3~5%，我国10%或稍大，这就产生了配汽机构选择的差别。欧洲选用节流调节，在考核点上对于超超临界参数每节流5%，对应热耗率损失0.3%，约22kj/kwh；喷嘴调节由于调节级的效率较低，通常该级功率占高压缸功率的15~20%，因此会影响高压整缸效率下降1.5~2.0%。应该注意，高压缸效率降低将使进入锅炉再热器的蒸汽温度升高，对整机效率的影响并不是乘以高压缸的功率比，而要扣除上述影响，据美国ASME试验规
程第6委员会报告（PTC 6S-1970），高压缸内效率提高使机组热耗率下降的相对值应按下述公式计算：
Δq/q =(1—3600/q·Grh/Ghp)·Nhp/Nt·Δƞhp （1）
Q -- 汽轮机的基准热耗率kj/kwh；
Δq -- 汽轮机的热耗率变化kj/kwh；
Grp— 高压缸蒸汽流量 t/h；
Grh—再热器蒸汽流量t/h；
Nt— 全机内功率 kw；
Nhp—高压缸内功率 kw；
Δƞhp -- 变化前后内效率相对提高值。
例如对于1000MW超超临界机组主蒸汽参数为25.0Mpa600/600°C、背压4.9kpa、THA点的基准热耗率为7336kj/kwh，Grh/Ghp = 0.85， Nhp/Nt = 0.3， Δƞhp =-- 1.5% ，Δq/q =-0.265% 。
Δq = 0.265% q = 19.5kj/kwh.
可见，采用喷嘴调节比比无节流的全周进汽方案热耗率差0.265%，而不是高压缸的内效率之差1.5%乘以高压缸占全机的功率比0.3 = 0.45%。
因此，欧洲的制造厂的大多机组，其进汽裕度小，选用节流调节。我国标准的进汽裕度在10%以上，最大到14%，采用纯节流调节应响热耗率升高约为44~62kj/kwh，因此引进300、600MW机组技术时，都采用喷嘴调节。欧洲的制造厂为了适应需要，产生了节流调节加过负荷阀的配汽方式。
2 节流+过负荷阀与喷嘴调节的比较
节流加过负荷阀的调节方式是Siemens公司为适应我国采用较大进汽量裕度的情况提出来的，设计在THA点正好是调节阀全开、过负荷阀尚没有开启的位置，是机组设计效率的最佳位置点。此工况点点机组的热耗率如上所述为7336kj/kwh；而采用喷嘴调节、三阀全开THA点的热耗率仅差0.265%，为7355.5kj/kwh；没有过负荷阀纯节流调节THA点的热耗率相差0.6%（进汽裕度10%），为7380kj/kwh.。这些差别在机组功率小于额定电功率运行时，都继续存在，或稍有加大。数字说明，采用这种配汽方式，显然是投标和运行的最佳选择。
对于可调功率大于额定电功率或循环冷却水温度超过年均可利用水温时，过负荷阀门开启，部分新蒸汽通过过负荷阀进到汽轮机高压缸的第5级后，即旁路5级没有做功，同时降低了前面几级的U/C0。为了计算第5级后两路蒸汽混合以后的焓值，需要分别求知通过过负荷阀和节流调节阀的流量。假定总流量增加5%，5级后的各监视段压力与总流量成正比，即可利用汽轮机变工况计算公式算得。假定已知TUA工况下：
高压缸进汽参数26.25Mpa，600°C，3482.1kj/kg；排气参数5.946Mpa，高压缸绝热焓降433.43kj/kg；考虑机组内效率90%后，取用1/3焓降为过负荷阀的进汽点，得从调节汽阀至该级段后的实际焓降为3482.1--3349.07=133.03kj/kg。据这些参数，即可求取总流量增加5%（797.125kg/s）时通过过负荷阀的流量：
1.05—{√26.25²--（105%16.8587）²/√26.25²--（16.8587）²}= 8.665%
通过过负荷阀的流量（参照SIEMENS公司THA进汽流量759.167kg/s）为65.7818kg/s，通流部分的流量为731.3435kg/s。此时第5级后的蒸汽压力为1.05·16.8587 = 17.7016Mpa，主流道德绝热焓降为3482.1—3349.87 = 132.23kj/kg，实际焓降为3482.1—132.2·0.9 = 119.007kj/kg，焓值3363.093kj/kg。意味过负荷阀在高压缸损失的功率为：
65.7818·119.007 = 7828.2946kw
据此算得混合点的焓值为3372.9183kj/kg。前5级的实际焓降109.1817kj/kg，高压前5级的功率为87034kw，效率为109.181/132.23 = 82.57%，当后面各级内效率90%不变时，可以算得总进汽量增加到105%情况下功率为219980kw，整个高压缸的效率变化为2.23%，即高压缸的效率相对降低了2.477%。这些数值还使用焓降法验算核对，数值基本一致。高压缸在797.125kg/s流量下的功率占全机功率的29.05%，即可算得在这一流量下机组的热耗率增加31.3kj/kwh，由于实际制造厂提供的TMCR流量比THA工况增加了6.4%，因此，TMCR工况下的热耗率比THA提高了40.1kj/kwh。对于初参数为25Mpa的机组，计算获得旁路的汽量占主蒸汽总量的8.99%，热耗率增高约34.1kj/kwh（5%）和43.6kj/kwh（6.4%）。
对于喷嘴调节TMCR工况，由于调节级后的压力提高5%，第1级的焓降由15%和20%降低到11.29%和16.34%，使整机热耗率下降4.76~4.82kj/kwh。由于排汽流速增加使热耗率加大，通常与THA的设计流速有关，设计流速在230~240m/s时，其热耗率的增加为
4.16~4.82kj/kwh。因此，可以认为TMCR的热耗率与THA工况大体不变。
3 切除最后一级高加对机组功率和热耗率的影响
欧洲国家习惯用节流调节，机组的裕度小，有的采用5%，有的采用3%，随机组的运行方式而定。但这些机组夏季达不到额定功率，常常采用停一台高压加热器的方式来达到发出额定功率的要求。
为了求取切除高加对机组的功率和热耗率影响，可以用等效热降法求得。依据《火电厂热系统定量分析》P106切除最后一个高压加热器时，该加热器所需的全部抽汽热量将返回汽轮机作功，其电功率增加
ΔN = D τ θ ƞi ƞd
D --- 流经高压加热器的给水流量 kg/s；
τ -- 一公斤水在加热器中的焓升 kj/kg；
θ -- 某加热器放弃的热量所得到的实际等效热降与放弃的热量之比，称为实际抽汽或
补增抽汽效率 %；
ƞi ƞd – 机组的机械和电机效率 %。
上述计算式最主要的数字是θ，只要求出这一数字，即可求出切除最后一个加热器对整机功率的影响。这一数字的求取，需要进行整列加热器的系统运算。对汽轮机组总新蒸汽进汽量不变的情况下，为求取切除最后一级高压加热器对机组热耗率和功率的影响，需要做些变化。
本文依据等效热降法分析计算汽轮机组切除各级加热器后，对机组热耗率和功率的影响，这种近似计算在诸多方法中比较简练、正确。但在确定机组再热器前最后两级高压加热器切除的影响时，会遇到不同的计算结果。林万超教授的著作，介绍了定热量计算和变热量计算，这两种算法，对于汽轮机装置性能的整体分析可以做到正确无误，但对个别加热器抽汽效率的分析尚难以确定。以300MW机组为例，定热量计算结果，第7、8两级抽汽效率分别为0.36829和0.40303；变热量计算为0.47533和0.50420，差别不小，且存在抽汽效率大于新蒸汽效率的不合理现象。本文在计算实际抽汽效率时（实际抽汽效率指因抽汽变化对排汽损失修正后的效率），引用了再热器吸收热量对抽汽效率的影响，结果两者非常接近，试论如下：
对引进型机组而言，其排挤的加热抽汽返回汽缸做功的等效热降将增加：
ΔH = τ8 θ8 （1）
τ8 – 单位给水流量经过8号高压加热器的焓增kj/kg；
θ8 – 实际抽汽效率，指排挤单位抽汽在考虑汽轮机排汽出口损失、再热压损和凝结水
泵功损失后实际获得的做功与放热量之比。
为计算方便，求取各级抽汽实际效率时，只考虑汽轮机排汽出口损失的修正，由此即可求得切除最后一级高压加热器后机组功率增加：
ΔN = DΔH kw
其中D – 主蒸汽流量，即通过加热器的给水流量kg/s 。
θ8 – 实际抽汽效率的求取：
第7级：这一级的计算引用了再热器吸收热量对抽汽效率的影响，原著定义是排挤第7级单位抽汽获得的有效热降与该级单位抽汽放热量之比。由于该级排挤抽汽对机组有效热降的影响不仅是抽汽的放热量，还有锅炉再热器吸收燃烧烟气的热量，因此，该级的实际抽汽效率应该是排挤第7级单位抽汽获得的有效热降与该级单位抽汽放热量和再热器吸收了锅炉燃烧烟气的热量σ7=582.7 kj/kg之和之比。
7 777
第8级：与第7级相似，但排挤第8级的抽汽与第7级不完全相同，后者全部进到再热器，第8级只能大部分进再热器，因为第8级少了疏水将使第7级多用了抽汽，其单位抽汽经过再热器吸收的热量将是：
σ8 =( 1--γ7/q7) σ7
8 888
4 机组的配汽机构与机组利用小时的关系
上述比较已经说明了机组在THA点的经济性排序关系，在表1所示的负荷方式和运行小时下的经济性比较，就需要了解选厂当地的气候条件。一般而言，全年有一半的时间超过设计时的年均背压，且夏季2000小时中有10%的时间需要在额定工况下运行，对于节流加过负荷阀调节的机组，需要有半年的时间打开过负荷阀，其中有200小时过负荷阀全开需要使全机的进汽量增加5%或稍多。对于喷嘴调节的机组情况比较简单，即开启第4调节阀。
有了这些数据，就可即把表1的运行小时细化，如全年满负荷运行3000小时分为：200小时在1.05的额定进气量工况下运行、1300小时平均在1.025额定进气量工况下运行、1500小时在额定进气量工况下运行。这些假定对于比较各种配汽方式的经济性，大体上都是公平的。还需要假定喷嘴调节三阀全开时的功率与节流调节的THA点相等，两阀全开可带75%THA的功率。这些假定都是为了简化计算，作为经济比较的趋向性分析之用，与产品实际有一定差别。
对于200小时在1.05的额定进气量工况下运行的经济性比较，首先认为喷嘴调节调节的热耗率在THA和TMCR两种工况下大体不变，这是因为排汽流量变化使机组的余速损失加大，但调节级的焓降降低，两者相互抵消，差别不会太大；而在105%进气量工况下的节流加过负荷阀调节，通常旁通到大约高压缸总焓降1/3的级前，此时通过过负荷阀的主蒸汽流量约为总进气量的8.99%，可以通过计算确定，该机组在TMCR下的热耗率比THA提高34.1~43.6kj/kwh.
当喷嘴调节三阀全开滑压运行时75%和50%负荷下的比较，主蒸汽流量都通过调节汽阀，机组在这一负荷下的基准热耗率可按节流方式修正，分别是1.5%和3.0%，即各加大110kj/kwh和220kj/kwh，这对两种不同的调节方式的变化都是一样的。主要应该考虑的因素是喷嘴调节配汽的机组由于调节级焓降比例的变化，会使机组的热耗率相应增减，为使问题简化，假定在部分负荷下的高压缸内调节级和其余通流级的焓降比例不变，两只机型高压缸的效率差仍然是1.5%，那么，节流+过负荷阀机组的在75%复合式的热耗率为：
（7336+110）=7446kj/kwh;
喷嘴调节的热耗率将是
7446kj/kwh;+Δq =7465.9kj/kwh； Δq = 19.9 kj/kwh.
对于50%负荷按（1）式计算是：
（7336+220） = 7556kj/kwh（节流+过负荷调节）;和7576.4 kj/kwh（喷嘴调节） Δq/q =(1—3600/7556 ˑGrh/Ghp) ˑNhp/Nt ˑ1.5% = 0.27%； Δq = 20.4kj/kwh.。
荷夏季工况进汽量依据105%THA的进气量计算，如果是106.4%，其热耗率是7352.3kj/kwh。由此可以看出，两种机型在100%负荷下全年的运行热耗率几乎持平，只有微小的差别。6400小时发电量对总热耗率的影响：
200X14.6--1300X2.5—1500X19.5 = -29580kj/kw
--18.9X3600X75% = -51030 kj/kw
--20.4X1400X50% = -14280 kj/kw
. （-29580—53730--14273）/6400 = -994890/6400 = 14.8 kj/kwh
从这一计算可知，节流加过负荷阀调节的机组在基本负荷运行方式下，它的经济性较喷嘴调节好14.8kj/kwh。同样可以算的其它两种运行方式下的年均热耗率差为16.6kj/kwh（全年利用小时5600）和18.6kj/kwh（全年利用小时4800）.全年利用小时减小，年均热耗率差别加大，这与常规机组不同，负荷越小，节流调节相较喷嘴调节经济性越好。究其原因，三阀滑压的本质类同节流调节。
上还有一种值得提出的是喷嘴调节,三阀同时开启的滑压方式改为两阀同时开启，设定两阀全开时机组的进汽量为THA进气量的75%，这种设定在超超临界某型机组中也是可以存在的。此时，喷嘴调节机组高压缸内调节级和其余通流级的焓降分配变化，高压缸的焓降由满负荷时的114kcal/kg升高到131kcal/kg，调节级的焓降由17.1kcal/kg(15%)增加到38kcal/kcal/kg（占29%），如果调节级的效率不变，这将使高压缸的效率差由1.5%升高到
2.9%；另外，由于部分进汽度影响调节级的效率变化大约1%，相对高压缸为0.29%。两项之和约为3.2%，对整机的热耗率应响为：Δq/q =(1—3600/7336 ˑGrh/Ghp) ˑNhp/Nt ˑ3.2% = 0.564%。Δq = 41.4kj/kwh，该工况的热耗率为7377.4 kj/kwh。
而在50%时，仅仅只有两阀节流，节流的压力为原来压力的33.3%，仅使整机热耗率加大2%，146.72kj/kwh；高压缸的焓降由满负荷时的114kcal/kg升高到116kcal/kg，调节级的焓降由17.1kcal/kg(15%)增加到34kcal/kcal/kg（占29.3%），如果调节级的效率不变，这将使高压缸的效率差由1.5%升高到2.93%，加上部分进汽度0.29%，高压缸的效率变化3.23%，Δq = 41.8kj/kwh，两项之和188.5kj/kwh,。该工况的热耗率为7524.5kj/kwh。
当喷嘴调节三阀全开滑压运行时75%和50%负荷下的比较，主蒸汽流量都通过调节汽阀，机组在这一负荷下的基准热耗率可按节流方式修正，分别是1.5%和3.0%，即各加大110kj/kwh和220kj/kwh，这对两种不同的调节方式的变化都是一样的。主要应该考虑的因素是喷嘴调节配汽的机组由于调节级焓降比例的变化，会使机组的热耗率相应增减，为使问题简化，假定在部分负荷下的高压缸内调节级和其余通流级的焓降比例不变，两只机型高压缸的效率差仍然是1.5%，那么，节流+过负荷阀机组的在75%复合式的热耗率为：
（7336+110）=7446kj/kwh;
喷嘴调节的热耗率将是
7446kj/kwh;+Δq =7465.9kj/kwh； Δq = 19.9 kj/kwh.
对于50%负荷按（1）式计算是：
（7336+220） = 7556kj/kwh（节流+过负荷调节）;和7576.4 kj/kwh（喷嘴调节） Δq/q =(1—3600/7556 ˑGrh/Ghp) ˑNhp/Nt ˑ1.5% = 0.27%； Δq = 20.4kj/kwh.。
荷夏季工况进汽量依据105%THA的进气量计算，如果是106.4%，其热耗率是7352.3kj/kwh。由此可以看出，两种机型在100%负荷下全年的运行热耗率几乎持平，只有微小的差别。6400小时发电量对总热耗率的影响：
200X14.6--1300X2.5—1500X19.5 = -29580kj/kw
--18.9X3600X75% = -51030 kj/kw
--20.4X1400X50% = -14280 kj/kw
. （-29580—53730--14273）/6400 = -994890/6400 = 14.8 kj/kwh
从这一计算可知，节流加过负荷阀调节的机组在基本负荷运行方式下，它的经济性较喷嘴调节好14.8kj/kwh。同样可以算的其它两种运行方式下的年均热耗率差为16.6kj/kwh（全年利用小时5600）和18.6kj/kwh（全年利用小时4800）.全年利用小时减小，年均热耗率差别加大，这与常规机组不同，负荷越小，节流调节相较喷嘴调节经济性越好。究其原因，三阀滑压的本质类同节流调节。
上还有一种值得提出的是喷嘴调节,三阀同时开启的滑压方式改为两阀同时开启，设定两阀全开时机组的进汽量为THA进气量的75%，这种设定在超超临界某型机组中也是可以存在的。此时，喷嘴调节机组高压缸内调节级和其余通流级的焓降分配变化，高压缸的焓降由满负荷时的114kcal/kg升高到131kcal/kg，调节级的焓降由17.1kcal/kg(15%)增加到38kcal/kcal/kg（占29%），如果调节级的效率不变，这将使高压缸的效率差由1.5%升高到
2.9%；另外，由于部分进汽度影响调节级的效率变化大约1%，相对高压缸为0.29%。两项之和约为3.2%，对整机的热耗率应响为：Δq/q =(1—3600/7336 ˑGrh/Ghp) ˑNhp/Nt ˑ3.2% = 0.564%。Δq = 41.4kj/kwh，该工况的热耗率为7377.4 kj/kwh。
而在50%时，仅仅只有两阀节流，节流的压力为原来压力的33.3%，仅使整机热耗率加大2%，146.72kj/kwh；高压缸的焓降由满负荷时的114kcal/kg升高到116kcal/kg，调节级的焓降由17.1kcal/kg(15%)增加到34kcal/kcal/kg（占29.3%），如果调节级的效率不变，这将使高压缸的效率差由1.5%升高到2.93%，加上部分进汽度0.29%，高压缸的效率变化3.23%，Δq = 41.8kj/kwh，两项之和188.5kj/kwh,。该工况的热耗率为7524.5kj/kwh。
表3 两阀同开调节方式下的热耗率状况（单位：kj/kwh）
有改善，全负荷下比节流调节差9.86kj/kwh；75%负荷下反而好68.7kj/kwh；50%负荷下好31.5kj/kwh。但是这组数字应该考虑这两种配汽方式运行中给水泵跟随滑压的经济性修正：THA工况，给水泵不需要修正；75%负荷，喷嘴调节比较高7336·0.75·0.25·0.25=34.4kj/kwh；50%负荷：7336·50%·2.5%·16.6%=15.3kj/kwh。修正后的数值示于括号内。
据此计算全年的运行热耗率差应该是：节流加过负荷阀调节的机组在机组全年做基本负荷运行时，其经济性较喷嘴调节差11.6kj/kwh（全年利用小时6400）。同样可以算的其它两种运行方式下的年均热耗率差为15.5kj/kwh（全年利用小时5600）和18.6kj/kwh（全年利用小时4800）.全年利用小时减小，年均热耗率差别加大这是两者比较的正常规律。。
由此可见，喷嘴调节的热耗率要小于节流加过负荷调节，必须由三阀滑压的运行方式改为两阀滑压，同时解决好顺序阀两阀对开的技术问题，以防止汽隙振荡或轴瓦温度过高。
5 结论
1） 喷嘴调节、节流调节、节流+过负荷阀调节世界上具有广泛应用，喷嘴调节和节流+过
负荷阀调节适用于汽轮机功率富裕度较大的机组，依据我国状况，按照夏季时段定义额定功率，常常采用这种方式；
2） 欧洲许多国家用全年可利用冷却条件的背压平均值定义机组的额定功率，容量富裕度
通常不超过5%，适用节流调节方式。夏季为了机组达到额定功率，采用停末级高压加热器的措施，其功率增加的幅度和经济性能影响，大体与节流+过负荷阀调节相当；
3） 对于全年满负荷运行的机组，节流+过负荷调节和喷嘴调节的经济性能相差不多，节流
+过负荷调节稍有优势，这种优势在滑压降负荷运行中继续保持和扩大，无论带基本负荷或中间负荷都一样，其优势15.2~18.6.1kj/kwh。在夏季200小时时段，采用过负荷调节或者停用最后一台高加，机组的热耗率性能相差不多，都比喷嘴调节差，但在全年所占比重不大；
4） 喷嘴调节由三阀滑压改成两阀滑压运行后，情况有所改变，75%负荷以下区间的热耗率
将小于节流调节方式，因此，在4800~6400利用小时/年范围内，其平均热耗率都比节流调节低11.6~18.6kj/kwh。这就需要机组解决两阀对开运行的要求，尤其是功率为300、600MW级的机组，防止进汽不对称引发汽隙振荡。
5） 如果汽轮机维持电力标准要求的额定功率定义不变，机组的配汽机构为节流调节、采
用停最后一级高压加热器满足夏季满发要求。那么，整个回热系统和最后一级高压加热器的热力设计需要调整和规范，锅炉也需要核算，控制该级加热器的阀门需要改造，以适应频繁操作的要求。
6） 本文所述是只是趋向性分析，并不代表实际机组的设计状况，对于现有超临界和超超
临界喷嘴调节机组，由三阀滑压改为两阀对开滑压运行，不论制造厂或者电厂都有一定工作要做。
汽轮机喷嘴调节与节流调节的比较
摘要： 本文介绍汽轮机设计的喷嘴调节和节流调节的实用性比较，认为喷嘴调节适用于汽轮机功率裕度比较大的机组，美国、中国比较流行；节流调节适用于功率裕度较小的机组，欧州比较流行。通常节流调节在全负荷时的经济性较好，负荷降低以后会比喷嘴调节稍差。机组发展到超超临界参数以后，喷嘴调节的一些机组顺序阀需要三阀同时开闭，失去了低负荷运行时经济性能较好的优点。本文提出了一些改进措施以飨读者。
0 引言
汽轮机组的配汽机构有两种方式，一种是节流调节，另一种是喷嘴调节。前者在任何负荷下都保持全周进汽，不易产生高压转子的汽隙振荡，全负荷运行时的经济性较好，但低负荷运行时的经济性较差；后者设有调节级，第一级叶片的焓降较大，级后的温度和压力较低，有利于转子寿命，降低通流级数，但部分进汽时容易产生高压转子的汽隙振荡。 本文将介绍汽轮机组的配汽机构经济性的比较，同时对电网高峰时段切除给水高压加热器的方式做了计算。与机组利用小时和机组额定功率定义之间的关系和比较，如何排除因配汽机构引发的汽隙振荡等问题。为此，首先假定机组的年运行小时为8000，运行方式和
其次为使比较简化，需要配汽机构典型化。先把节流调节分作两种：一种是纯节流调节，对应额定负荷时，调节汽门节流5%运行；另一种是节流调节加过负荷阀，过负荷阀的开启点定在THA点，旁通阀通到高压缸大约1/3位置的第5级后；喷嘴调节分4组，前3组喷嘴假定带到THA工况点，第4组对应第4调节阀，用在机组夏季高背压所对应的额定功率之用，并留有5%余度。
最后还必须认为机组的通流设计水平相仿，加工精度一样，假定机组高压缸各压力级的设计效率相等，定为90%，而调节级的效率比压力级约低10个百分点。以上三点假定，目的是为了对汽轮机组的配汽机构有一个清晰的分析，并不代表实际机组的性能。 1 喷嘴调节与节流调节度比较
众所周知，国际电工委员会IEC对汽轮机额定功率的定义比较宽松，囊括了世界上各主要国家的标准，其中之一是：规定背压所发出的最大连续功率。欧洲国家的一些制造厂标准认为，规定背压指的是可利用水源年均温度所对应的背压，这种规定可保障一年内有半年的时间可以发出额定或稍多的功率，另半年受到限制；我国过去采用苏联标准，改革开放以后引用美国企业的标准，认为规定背压指的是夏季最高温时段冷却水平均温度（35°C）所对应的背压，这种规定可保障全年基本满发额定功率，受限制的时间很少。两种规定对机组保证热耗率的验收工况却颇为一致，都规定在额定电功率和可利用水源年均温度所对应的背压。
两种定义在机组保证热耗率的验收工况下的进汽裕度也不一致，欧洲工厂标准在额定电功率时留了大约3~5%，我国10%或稍大，这就产生了配汽机构选择的差别。欧洲选用节流调节，在考核点上对于超超临界参数每节流5%，对应热耗率损失0.3%，约22kj/kwh；喷嘴调节由于调节级的效率较低，通常该级功率占高压缸功率的15~20%，因此会影响高压整缸效率下降1.5~2.0%。应该注意，高压缸效率降低将使进入锅炉再热器的蒸汽温度升高，对整机效率的影响并不是乘以高压缸的功率比，而要扣除上述影响，据美国ASME试验规
程第6委员会报告（PTC 6S-1970），高压缸内效率提高使机组热耗率下降的相对值应按下述公式计算：
Δq/q =(1—3600/q·Grh/Ghp)·Nhp/Nt·Δƞhp （1）
Q -- 汽轮机的基准热耗率kj/kwh；
Δq -- 汽轮机的热耗率变化kj/kwh；
Grp— 高压缸蒸汽流量 t/h；
Grh—再热器蒸汽流量t/h；
Nt— 全机内功率 kw；
Nhp—高压缸内功率 kw；
Δƞhp -- 变化前后内效率相对提高值。
例如对于1000MW超超临界机组主蒸汽参数为25.0Mpa600/600°C、背压4.9kpa、THA点的基准热耗率为7336kj/kwh，Grh/Ghp = 0.85， Nhp/Nt = 0.3， Δƞhp =-- 1.5% ，Δq/q =-0.265% 。
Δq = 0.265% q = 19.5kj/kwh.
可见，采用喷嘴调节比比无节流的全周进汽方案热耗率差0.265%，而不是高压缸的内效率之差1.5%乘以高压缸占全机的功率比0.3 = 0.45%。
因此，欧洲的制造厂的大多机组，其进汽裕度小，选用节流调节。我国标准的进汽裕度在10%以上，最大到14%，采用纯节流调节应响热耗率升高约为44~62kj/kwh，因此引进300、600MW机组技术时，都采用喷嘴调节。欧洲的制造厂为了适应需要，产生了节流调节加过负荷阀的配汽方式。
2 节流+过负荷阀与喷嘴调节的比较
节流加过负荷阀的调节方式是Siemens公司为适应我国采用较大进汽量裕度的情况提出来的，设计在THA点正好是调节阀全开、过负荷阀尚没有开启的位置，是机组设计效率的最佳位置点。此工况点点机组的热耗率如上所述为7336kj/kwh；而采用喷嘴调节、三阀全开THA点的热耗率仅差0.265%，为7355.5kj/kwh；没有过负荷阀纯节流调节THA点的热耗率相差0.6%（进汽裕度10%），为7380kj/kwh.。这些差别在机组功率小于额定电功率运行时，都继续存在，或稍有加大。数字说明，采用这种配汽方式，显然是投标和运行的最佳选择。
对于可调功率大于额定电功率或循环冷却水温度超过年均可利用水温时，过负荷阀门开启，部分新蒸汽通过过负荷阀进到汽轮机高压缸的第5级后，即旁路5级没有做功，同时降低了前面几级的U/C0。为了计算第5级后两路蒸汽混合以后的焓值，需要分别求知通过过负荷阀和节流调节阀的流量。假定总流量增加5%，5级后的各监视段压力与总流量成正比，即可利用汽轮机变工况计算公式算得。假定已知TUA工况下：
高压缸进汽参数26.25Mpa，600°C，3482.1kj/kg；排气参数5.946Mpa，高压缸绝热焓降433.43kj/kg；考虑机组内效率90%后，取用1/3焓降为过负荷阀的进汽点，得从调节汽阀至该级段后的实际焓降为3482.1--3349.07=133.03kj/kg。据这些参数，即可求取总流量增加5%（797.125kg/s）时通过过负荷阀的流量：
1.05—{√26.25²--（105%16.8587）²/√26.25²--（16.8587）²}= 8.665%
通过过负荷阀的流量（参照SIEMENS公司THA进汽流量759.167kg/s）为65.7818kg/s，通流部分的流量为731.3435kg/s。此时第5级后的蒸汽压力为1.05·16.8587 = 17.7016Mpa，主流道德绝热焓降为3482.1—3349.87 = 132.23kj/kg，实际焓降为3482.1—132.2·0.9 = 119.007kj/kg，焓值3363.093kj/kg。意味过负荷阀在高压缸损失的功率为：
65.7818·119.007 = 7828.2946kw
据此算得混合点的焓值为3372.9183kj/kg。前5级的实际焓降109.1817kj/kg，高压前5级的功率为87034kw，效率为109.181/132.23 = 82.57%，当后面各级内效率90%不变时，可以算得总进汽量增加到105%情况下功率为219980kw，整个高压缸的效率变化为2.23%，即高压缸的效率相对降低了2.477%。这些数值还使用焓降法验算核对，数值基本一致。高压缸在797.125kg/s流量下的功率占全机功率的29.05%，即可算得在这一流量下机组的热耗率增加31.3kj/kwh，由于实际制造厂提供的TMCR流量比THA工况增加了6.4%，因此，TMCR工况下的热耗率比THA提高了40.1kj/kwh。对于初参数为25Mpa的机组，计算获得旁路的汽量占主蒸汽总量的8.99%，热耗率增高约34.1kj/kwh（5%）和43.6kj/kwh（6.4%）。
对于喷嘴调节TMCR工况，由于调节级后的压力提高5%，第1级的焓降由15%和20%降低到11.29%和16.34%，使整机热耗率下降4.76~4.82kj/kwh。由于排汽流速增加使热耗率加大，通常与THA的设计流速有关，设计流速在230~240m/s时，其热耗率的增加为
4.16~4.82kj/kwh。因此，可以认为TMCR的热耗率与THA工况大体不变。
3 切除最后一级高加对机组功率和热耗率的影响
欧洲国家习惯用节流调节，机组的裕度小，有的采用5%，有的采用3%，随机组的运行方式而定。但这些机组夏季达不到额定功率，常常采用停一台高压加热器的方式来达到发出额定功率的要求。
为了求取切除高加对机组的功率和热耗率影响，可以用等效热降法求得。依据《火电厂热系统定量分析》P106切除最后一个高压加热器时，该加热器所需的全部抽汽热量将返回汽轮机作功，其电功率增加
ΔN = D τ θ ƞi ƞd
D --- 流经高压加热器的给水流量 kg/s；
τ -- 一公斤水在加热器中的焓升 kj/kg；
θ -- 某加热器放弃的热量所得到的实际等效热降与放弃的热量之比，称为实际抽汽或
补增抽汽效率 %；
ƞi ƞd – 机组的机械和电机效率 %。
上述计算式最主要的数字是θ，只要求出这一数字，即可求出切除最后一个加热器对整机功率的影响。这一数字的求取，需要进行整列加热器的系统运算。对汽轮机组总新蒸汽进汽量不变的情况下，为求取切除最后一级高压加热器对机组热耗率和功率的影响，需要做些变化。
本文依据等效热降法分析计算汽轮机组切除各级加热器后，对机组热耗率和功率的影响，这种近似计算在诸多方法中比较简练、正确。但在确定机组再热器前最后两级高压加热器切除的影响时，会遇到不同的计算结果。林万超教授的著作，介绍了定热量计算和变热量计算，这两种算法，对于汽轮机装置性能的整体分析可以做到正确无误，但对个别加热器抽汽效率的分析尚难以确定。以300MW机组为例，定热量计算结果，第7、8两级抽汽效率分别为0.36829和0.40303；变热量计算为0.47533和0.50420，差别不小，且存在抽汽效率大于新蒸汽效率的不合理现象。本文在计算实际抽汽效率时（实际抽汽效率指因抽汽变化对排汽损失修正后的效率），引用了再热器吸收热量对抽汽效率的影响，结果两者非常接近，试论如下：
对引进型机组而言，其排挤的加热抽汽返回汽缸做功的等效热降将增加：
ΔH = τ8 θ8 （1）
τ8 – 单位给水流量经过8号高压加热器的焓增kj/kg；
θ8 – 实际抽汽效率，指排挤单位抽汽在考虑汽轮机排汽出口损失、再热压损和凝结水
泵功损失后实际获得的做功与放热量之比。
为计算方便，求取各级抽汽实际效率时，只考虑汽轮机排汽出口损失的修正，由此即可求得切除最后一级高压加热器后机组功率增加：
ΔN = DΔH kw
其中D – 主蒸汽流量，即通过加热器的给水流量kg/s 。
θ8 – 实际抽汽效率的求取：
第7级：这一级的计算引用了再热器吸收热量对抽汽效率的影响，原著定义是排挤第7级单位抽汽获得的有效热降与该级单位抽汽放热量之比。由于该级排挤抽汽对机组有效热降的影响不仅是抽汽的放热量，还有锅炉再热器吸收燃烧烟气的热量，因此，该级的实际抽汽效率应该是排挤第7级单位抽汽获得的有效热降与该级单位抽汽放热量和再热器吸收了锅炉燃烧烟气的热量σ7=582.7 kj/kg之和之比。
7 777
第8级：与第7级相似，但排挤第8级的抽汽与第7级不完全相同，后者全部进到再热器，第8级只能大部分进再热器，因为第8级少了疏水将使第7级多用了抽汽，其单位抽汽经过再热器吸收的热量将是：
σ8 =( 1--γ7/q7) σ7
8 888
4 机组的配汽机构与机组利用小时的关系
上述比较已经说明了机组在THA点的经济性排序关系，在表1所示的负荷方式和运行小时下的经济性比较，就需要了解选厂当地的气候条件。一般而言，全年有一半的时间超过设计时的年均背压，且夏季2000小时中有10%的时间需要在额定工况下运行，对于节流加过负荷阀调节的机组，需要有半年的时间打开过负荷阀，其中有200小时过负荷阀全开需要使全机的进汽量增加5%或稍多。对于喷嘴调节的机组情况比较简单，即开启第4调节阀。
有了这些数据，就可即把表1的运行小时细化，如全年满负荷运行3000小时分为：200小时在1.05的额定进气量工况下运行、1300小时平均在1.025额定进气量工况下运行、1500小时在额定进气量工况下运行。这些假定对于比较各种配汽方式的经济性，大体上都是公平的。还需要假定喷嘴调节三阀全开时的功率与节流调节的THA点相等，两阀全开可带75%THA的功率。这些假定都是为了简化计算，作为经济比较的趋向性分析之用，与产品实际有一定差别。
对于200小时在1.05的额定进气量工况下运行的经济性比较，首先认为喷嘴调节调节的热耗率在THA和TMCR两种工况下大体不变，这是因为排汽流量变化使机组的余速损失加大，但调节级的焓降降低，两者相互抵消，差别不会太大；而在105%进气量工况下的节流加过负荷阀调节，通常旁通到大约高压缸总焓降1/3的级前，此时通过过负荷阀的主蒸汽流量约为总进气量的8.99%，可以通过计算确定，该机组在TMCR下的热耗率比THA提高34.1~43.6kj/kwh.
当喷嘴调节三阀全开滑压运行时75%和50%负荷下的比较，主蒸汽流量都通过调节汽阀，机组在这一负荷下的基准热耗率可按节流方式修正，分别是1.5%和3.0%，即各加大110kj/kwh和220kj/kwh，这对两种不同的调节方式的变化都是一样的。主要应该考虑的因素是喷嘴调节配汽的机组由于调节级焓降比例的变化，会使机组的热耗率相应增减，为使问题简化，假定在部分负荷下的高压缸内调节级和其余通流级的焓降比例不变，两只机型高压缸的效率差仍然是1.5%，那么，节流+过负荷阀机组的在75%复合式的热耗率为：
（7336+110）=7446kj/kwh;
喷嘴调节的热耗率将是
7446kj/kwh;+Δq =7465.9kj/kwh； Δq = 19.9 kj/kwh.
对于50%负荷按（1）式计算是：
（7336+220） = 7556kj/kwh（节流+过负荷调节）;和7576.4 kj/kwh（喷嘴调节） Δq/q =(1—3600/7556 ˑGrh/Ghp) ˑNhp/Nt ˑ1.5% = 0.27%； Δq = 20.4kj/kwh.。
荷夏季工况进汽量依据105%THA的进气量计算，如果是106.4%，其热耗率是7352.3kj/kwh。由此可以看出，两种机型在100%负荷下全年的运行热耗率几乎持平，只有微小的差别。6400小时发电量对总热耗率的影响：
200X14.6--1300X2.5—1500X19.5 = -29580kj/kw
--18.9X3600X75% = -51030 kj/kw
--20.4X1400X50% = -14280 kj/kw
. （-29580—53730--14273）/6400 = -994890/6400 = 14.8 kj/kwh
从这一计算可知，节流加过负荷阀调节的机组在基本负荷运行方式下，它的经济性较喷嘴调节好14.8kj/kwh。同样可以算的其它两种运行方式下的年均热耗率差为16.6kj/kwh（全年利用小时5600）和18.6kj/kwh（全年利用小时4800）.全年利用小时减小，年均热耗率差别加大，这与常规机组不同，负荷越小，节流调节相较喷嘴调节经济性越好。究其原因，三阀滑压的本质类同节流调节。
上还有一种值得提出的是喷嘴调节,三阀同时开启的滑压方式改为两阀同时开启，设定两阀全开时机组的进汽量为THA进气量的75%，这种设定在超超临界某型机组中也是可以存在的。此时，喷嘴调节机组高压缸内调节级和其余通流级的焓降分配变化，高压缸的焓降由满负荷时的114kcal/kg升高到131kcal/kg，调节级的焓降由17.1kcal/kg(15%)增加到38kcal/kcal/kg（占29%），如果调节级的效率不变，这将使高压缸的效率差由1.5%升高到
2.9%；另外，由于部分进汽度影响调节级的效率变化大约1%，相对高压缸为0.29%。两项之和约为3.2%，对整机的热耗率应响为：Δq/q =(1—3600/7336 ˑGrh/Ghp) ˑNhp/Nt ˑ3.2% = 0.564%。Δq = 41.4kj/kwh，该工况的热耗率为7377.4 kj/kwh。
而在50%时，仅仅只有两阀节流，节流的压力为原来压力的33.3%，仅使整机热耗率加大2%，146.72kj/kwh；高压缸的焓降由满负荷时的114kcal/kg升高到116kcal/kg，调节级的焓降由17.1kcal/kg(15%)增加到34kcal/kcal/kg（占29.3%），如果调节级的效率不变，这将使高压缸的效率差由1.5%升高到2.93%，加上部分进汽度0.29%，高压缸的效率变化3.23%，Δq = 41.8kj/kwh，两项之和188.5kj/kwh,。该工况的热耗率为7524.5kj/kwh。
当喷嘴调节三阀全开滑压运行时75%和50%负荷下的比较，主蒸汽流量都通过调节汽阀，机组在这一负荷下的基准热耗率可按节流方式修正，分别是1.5%和3.0%，即各加大110kj/kwh和220kj/kwh，这对两种不同的调节方式的变化都是一样的。主要应该考虑的因素是喷嘴调节配汽的机组由于调节级焓降比例的变化，会使机组的热耗率相应增减，为使问题简化，假定在部分负荷下的高压缸内调节级和其余通流级的焓降比例不变，两只机型高压缸的效率差仍然是1.5%，那么，节流+过负荷阀机组的在75%复合式的热耗率为：
（7336+110）=7446kj/kwh;
喷嘴调节的热耗率将是
7446kj/kwh;+Δq =7465.9kj/kwh； Δq = 19.9 kj/kwh.
对于50%负荷按（1）式计算是：
（7336+220） = 7556kj/kwh（节流+过负荷调节）;和7576.4 kj/kwh（喷嘴调节） Δq/q =(1—3600/7556 ˑGrh/Ghp) ˑNhp/Nt ˑ1.5% = 0.27%； Δq = 20.4kj/kwh.。
荷夏季工况进汽量依据105%THA的进气量计算，如果是106.4%，其热耗率是7352.3kj/kwh。由此可以看出，两种机型在100%负荷下全年的运行热耗率几乎持平，只有微小的差别。6400小时发电量对总热耗率的影响：
200X14.6--1300X2.5—1500X19.5 = -29580kj/kw
--18.9X3600X75% = -51030 kj/kw
--20.4X1400X50% = -14280 kj/kw
. （-29580—53730--14273）/6400 = -994890/6400 = 14.8 kj/kwh
从这一计算可知，节流加过负荷阀调节的机组在基本负荷运行方式下，它的经济性较喷嘴调节好14.8kj/kwh。同样可以算的其它两种运行方式下的年均热耗率差为16.6kj/kwh（全年利用小时5600）和18.6kj/kwh（全年利用小时4800）.全年利用小时减小，年均热耗率差别加大，这与常规机组不同，负荷越小，节流调节相较喷嘴调节经济性越好。究其原因，三阀滑压的本质类同节流调节。
上还有一种值得提出的是喷嘴调节,三阀同时开启的滑压方式改为两阀同时开启，设定两阀全开时机组的进汽量为THA进气量的75%，这种设定在超超临界某型机组中也是可以存在的。此时，喷嘴调节机组高压缸内调节级和其余通流级的焓降分配变化，高压缸的焓降由满负荷时的114kcal/kg升高到131kcal/kg，调节级的焓降由17.1kcal/kg(15%)增加到38kcal/kcal/kg（占29%），如果调节级的效率不变，这将使高压缸的效率差由1.5%升高到
2.9%；另外，由于部分进汽度影响调节级的效率变化大约1%，相对高压缸为0.29%。两项之和约为3.2%，对整机的热耗率应响为：Δq/q =(1—3600/7336 ˑGrh/Ghp) ˑNhp/Nt ˑ3.2% = 0.564%。Δq = 41.4kj/kwh，该工况的热耗率为7377.4 kj/kwh。
而在50%时，仅仅只有两阀节流，节流的压力为原来压力的33.3%，仅使整机热耗率加大2%，146.72kj/kwh；高压缸的焓降由满负荷时的114kcal/kg升高到116kcal/kg，调节级的焓降由17.1kcal/kg(15%)增加到34kcal/kcal/kg（占29.3%），如果调节级的效率不变，这将使高压缸的效率差由1.5%升高到2.93%，加上部分进汽度0.29%，高压缸的效率变化3.23%，Δq = 41.8kj/kwh，两项之和188.5kj/kwh,。该工况的热耗率为7524.5kj/kwh。
表3 两阀同开调节方式下的热耗率状况（单位：kj/kwh）
有改善，全负荷下比节流调节差9.86kj/kwh；75%负荷下反而好68.7kj/kwh；50%负荷下好31.5kj/kwh。但是这组数字应该考虑这两种配汽方式运行中给水泵跟随滑压的经济性修正：THA工况，给水泵不需要修正；75%负荷，喷嘴调节比较高7336·0.75·0.25·0.25=34.4kj/kwh；50%负荷：7336·50%·2.5%·16.6%=15.3kj/kwh。修正后的数值示于括号内。
据此计算全年的运行热耗率差应该是：节流加过负荷阀调节的机组在机组全年做基本负荷运行时，其经济性较喷嘴调节差11.6kj/kwh（全年利用小时6400）。同样可以算的其它两种运行方式下的年均热耗率差为15.5kj/kwh（全年利用小时5600）和18.6kj/kwh（全年利用小时4800）.全年利用小时减小，年均热耗率差别加大这是两者比较的正常规律。。
由此可见，喷嘴调节的热耗率要小于节流加过负荷调节，必须由三阀滑压的运行方式改为两阀滑压，同时解决好顺序阀两阀对开的技术问题，以防止汽隙振荡或轴瓦温度过高。
5 结论
1） 喷嘴调节、节流调节、节流+过负荷阀调节世界上具有广泛应用，喷嘴调节和节流+过
负荷阀调节适用于汽轮机功率富裕度较大的机组，依据我国状况，按照夏季时段定义额定功率，常常采用这种方式；
2） 欧洲许多国家用全年可利用冷却条件的背压平均值定义机组的额定功率，容量富裕度
通常不超过5%，适用节流调节方式。夏季为了机组达到额定功率，采用停末级高压加热器的措施，其功率增加的幅度和经济性能影响，大体与节流+过负荷阀调节相当；
3） 对于全年满负荷运行的机组，节流+过负荷调节和喷嘴调节的经济性能相差不多，节流
+过负荷调节稍有优势，这种优势在滑压降负荷运行中继续保持和扩大，无论带基本负荷或中间负荷都一样，其优势15.2~18.6.1kj/kwh。在夏季200小时时段，采用过负荷调节或者停用最后一台高加，机组的热耗率性能相差不多，都比喷嘴调节差，但在全年所占比重不大；
4） 喷嘴调节由三阀滑压改成两阀滑压运行后，情况有所改变，75%负荷以下区间的热耗率
将小于节流调节方式，因此，在4800~6400利用小时/年范围内，其平均热耗率都比节流调节低11.6~18.6kj/kwh。这就需要机组解决两阀对开运行的要求，尤其是功率为300、600MW级的机组，防止进汽不对称引发汽隙振荡。
5） 如果汽轮机维持电力标准要求的额定功率定义不变，机组的配汽机构为节流调节、采
用停最后一级高压加热器满足夏季满发要求。那么，整个回热系统和最后一级高压加热器的热力设计需要调整和规范，锅炉也需要核算，控制该级加热器的阀门需要改造，以适应频繁操作的要求。
6） 本文所述是只是趋向性分析，并不代表实际机组的设计状况，对于现有超临界和超超
临界喷嘴调节机组，由三阀滑压改为两阀对开滑压运行，不论制造厂或者电厂都有一定工作要做。