CN110173309B - 四高调门汽轮机顺序阀的优化设计方法 - Google Patents

Abstract

本发明提供了一种四高调门汽轮机顺序阀的优化设计方法。四高调门汽轮机顺序阀的优化设计方法包括：步骤S1：列出基于四个高调门的六种开启顺序；步骤S2：建立四个高调门的几何模型，将四个几何模型导入流体力学分析软件中进行前处理；步骤S3：对四个高调门在六种阀序组合下的有限元模型进行求解；步骤S4：在有限元分析软件中提取评价参数指标，以分析对比六种阀序组合和不同工况下调节级叶片受力；步骤S5：根据步骤S4的对比分析给出最优的阀序组合，在理论计算前提下开展实验研究，以验证理论计算的精确度和准确度。本发明有效地解决了现有技术中汽轮机的顺序阀开启顺序不合理，导致汽轮机故障、影响汽轮机使用寿命的问题。

Description

四高调门汽轮机顺序阀的优化设计方法

技术领域

本发明涉及汽轮机技术领域，具体而言，涉及一种四高调门汽轮机顺序阀的优化设计方法。

背景技术

目前，汽轮机采用复合配汽方式，即额定负荷时喷嘴调节，低负荷时节流调节。然而，该配汽方式虽有汽轮机通流部件受热均匀、热应力小等优点，但在低负荷区间运行时，调门节流损失较大，机组运行经济性不佳。

在现有技术中，为了改善上述弊端，考虑进行汽机调门配汽方式优化，增加顺序阀进汽方式，并通过滑压试验来寻找最佳的主蒸汽压力滑压曲线，以挖掘机组节能潜力，降低机组供电煤耗。然而，改变汽轮机配汽方式对汽轮机轴系稳定性存在一定影响，若采用了错误的阀序组合，可能对汽轮机组安全运行及叶片寿命带来不利影响。而阀序组合存在多种可能性，若在机组实际运行中逐一进行尝试，将对汽轮机安全稳定运行构成一定威胁。

发明内容

本发明的主要目的在于提供一种四高调门汽轮机顺序阀的优化设计方法，以解决现有技术中汽轮机的顺序阀开启顺序不合理，导致汽轮机故障、影响汽轮机使用寿命的问题。

为了实现上述目的，本发明提供了一种四高调门汽轮机顺序阀的优化设计方法，包括：步骤S1：列出基于四个高调门的六种开启顺序；步骤S2：建立四个高调门的几何模型，将四个几何模型导入有限元分析软件中进行前处理；步骤S3：对四个高调门在六种阀序组合下的有限元模型进行求解；步骤S4：在有限元分析软件中提取评价参数指标，以分析对比六种阀序组合和不同工况下调节级叶片受力；步骤S5：根据步骤S4的对比分析给出最优的阀序组合，在理论计算前提下开展实验研究，以验证理论计算的精确度和准确度。

进一步地，步骤S2包括：步骤S21：对四个高调门的几何模型进行网格划分；步骤S22：设定各几何模型的流体进口边界条件、流体出口边界条件、壁面边界条件、对称边界条件、周期性边界条件及动静交界面边界条件；步骤S23：建立四个高调门内部流体的湍流模型。

进一步地，在步骤S23中，湍流模型为SST湍流模型。

进一步地，步骤S4包括：步骤S41：基于第一工况下对六种阀序组合下的调节级叶片受力进行分析对比，以排除汽轮机的静叶出口静压、静叶出口动压、动叶出口静压及动叶出口动压较大的阀序组合；步骤S42：基于第二工况下对剩余阀序组合下的调节级叶片受力进行分析对比。

进一步地，在步骤S41中，第一工况为先对两个高调门的喷嘴组同时全部开启，再对第三个高调门的喷嘴组进行第一预设比例的开启；在步骤S42中，第二工况为先对两个高调门的喷嘴组同时全部开启，再对第三个高调门的喷嘴组进行第二预设比例的开启；其中，第二预设比例大于第一预设比例。

进一步地，在步骤S5中，在同一工况下，各高调门的压力波动最小、汽轮机的叶片受力最小且汽轮机的转子不平衡力最小的阀序组合为最佳阀序组合。

进一步地，在第一工况下，第三个高调门的喷嘴组的开度为20％，在第二工况下，第三个高调门的喷嘴组的开度为80％。

进一步地，在步骤S5内，经过流体力学分析软件的计算分析，得出两种较佳阀序组合，对两种较佳阀序组合下调节级动叶受力进行分析，并进行相应阀序组合下的配汽优化轴振试验，获取利于汽轮机轴系稳定的阀序组合作为最佳阀序组合。

进一步地，在步骤S4中，评价参数指标包括汽轮机的静叶出口平均压力、汽轮机的静叶出口最大压力、汽轮机的静叶出口压力波动、汽轮机的静叶出口压力最大冲击、汽轮机的静叶出口平均速度、汽轮机的静叶出口最大速度、汽轮机的静叶出口速度波动、汽轮机的动叶出口平均压力、汽轮机的动叶出口最大压力、汽轮机的动叶出口压力波动、汽轮机的动叶出口压力最大冲击、汽轮机的动叶出口平均速度、汽轮机的动叶出口最大速度、汽轮机的动叶出口速度波动、汽轮机的动叶受力、汽轮机的转子不平衡力。

应用本发明的技术方案，首先列出基于四个高调门的六种开启顺序。之后，建立四个所述高调门的几何模型，将四个所述几何模型导入流体力学分析软件中进行前处理，并对四个所述高调门在六种阀序组合下的有限元模型进行求解。之后，在有限元分析软件中提取评价参数指标，以分析对比六种阀序组合和不同工况下调节级叶片受力，并根据对比分析给出最优的阀序组合。最后，在理论计算前提下开展实验研究，以验证理论计算的精确度和准确度。这样，通过对汽轮机的四个高调门的六种阀序组合进行分析对比，以获取最佳阀序组合，使得汽轮机的运行性能最佳，减小了汽轮机的节流损失，提升机组中、低负荷下的运行经济性，进而解决了现有技术中汽轮机的顺序阀开启顺序不合理，导致汽轮机故障、影响汽轮机使用寿命的问题。同时，为了验证理论分析的精确度和准确度，可以在最佳阀序组合下开展实验研究，以实现理论指导实验，保证汽轮机能够安全运行。

附图说明

构成本申请的一部分的说明书附图用来提供对本发明的进一步理解，本发明的示意性实施例及其说明用于解释本发明，并不构成对本发明的不当限定。在附图中：

图1示出了从汽轮机向发电机方向看调节级分布示意图；

图2示出了50％负载工况下阀序为1&3-2-4时电机侧动叶切向力曲线图；

图3示出了50％负载工况下阀序为1&3-2-4时电机侧动叶轴向力曲线图；

图4示出了50％负载工况下阀序为1&3-2-4时汽机侧动叶切向力曲线图；

图5示出了50％负载工况下阀序为1&3-2-4时汽机侧动叶轴向力曲线图；

图6示出了50％负载工况下阀序为2&4-3-1时电机侧动叶切向力曲线图；

图7示出了50％负载工况下阀序为2&4-3-1时电机侧动叶轴向力曲线图；

图8示出了50％负载工况下阀序为2&4-3-1时汽机侧动叶切向力曲线图；

图9示出了50％负载工况下阀序为2&4-3-1时汽机侧动叶轴向力曲线图；

图10示出了70％负载工况下阀序为1&3-2-4时电机侧动叶切向力曲线图；

图11示出了70％负载工况下阀序为1&3-2-4时电机侧动叶轴向力曲线图；

图12示出了70％负载工况下阀序为1&3-2-4时汽机侧动叶切向力曲线图；

图13示出了70％负载工况下阀序为1&3-2-4时汽机侧动叶轴向力曲线图；

图14示出了70％负载工况下阀序为2&4-3-1时电机侧动叶切向力曲线图；

图15示出了70％负载工况下阀序为2&4-3-1时电机侧动叶轴向力曲线图；

图16示出了70％负载工况下阀序为2&4-3-1时汽机侧动叶切向力曲线图；以及

图17示出了70％负载工况下阀序为2&4-3-1时汽机侧动叶轴向力曲线图。

具体实施方式

需要说明的是，在不冲突的情况下，本申请中的实施例及实施例中的特征可以相互组合。下面将参考附图并结合实施例来详细说明本发明。

需要指出的是，除非另有指明，本申请使用的所有技术和科学术语具有与本申请所属技术领域的普通技术人员通常理解的相同含义。

在本发明中，在未作相反说明的情况下，使用的方位词如“上、下”通常是针对附图所示的方向而言的，或者是针对竖直、垂直或重力方向上而言的；同样地，为便于理解和描述，“左、右”通常是针对附图所示的左、右；“内、外”是指相对于各部件本身的轮廓的内、外，但上述方位词并不用于限制本发明。

在本发明中，在未作相反说明的情况下，使用的方位词如“上、下、顶、底”通常是针对附图所示的方向而言的，或者是针对部件本身在竖直、垂直或重力方向上而言的；同样地，为便于理解和描述，“内、外”是指相对于各部件本身的轮廓的内、外，但上述方位词并不用于限制本发明。

为了解决现有技术中汽轮机的顺序阀开启顺序不合理，导致汽轮机故障、影响汽轮机使用寿命的问题，本申请提供了一种四高调门汽轮机顺序阀的优化设计方法。

在本实施例中，四高调门汽轮机顺序阀的优化设计方法包括：

步骤S1：列出基于四个高调门的六种开启顺序；

步骤S2：建立四个高调门的几何模型，将四个几何模型导入流体力学分析软件中进行前处理；

步骤S3：对四个高调门在六种阀序组合下的有限元模型进行求解；

步骤S4：在有限元分析软件中提取评价参数指标，以分析对比六种阀序组合和不同工况下调节级叶片受力；

步骤S5：根据步骤S4的对比分析给出最优的阀序组合，在理论计算前提下开展实验研究，以验证理论计算的精确度和准确度。

应用本实施例的技术方案，通过对汽轮机的四个高调门的六种阀序组合进行分析对比，以获取最佳阀序组合，使得汽轮机的运行性能最佳，减小了汽轮机的节流损失，提升机组中、低负荷下的运行经济性，进而解决了现有技术中汽轮机的顺序阀开启顺序不合理，导致汽轮机故障、影响汽轮机使用寿命的问题。同时，为了验证理论分析的精确度和准确度，可以在最佳阀序组合下开展实验研究，以实现理论指导实验，保证汽轮机能够安全运行。

在本实施例中，四个高调门的六种阀序组合为：1&2-3-4、1&3-2-4、3&4-2-1、2&4-3-1、2&3-1-4、1&4-3-2。本实施例采用复合阀配汽的1000MW等级超超临界汽轮机，通过汽轮机高压调门-调节级流场的CFD(计算流体动力学)计算、叶片及转子受力分析等方法，对不同阀门位置、不同阀序组合对蒸汽参数、叶片及转子受力情况进行分析对比，以确定中、低负荷(50％～70％负载)下最优的阀序组合。

在本实施例中，通过CFD仿真模拟，建立虚拟模型并进行动力学仿真，以减少现场实验次数和时间，减小实验成本。同时，CFD计算结果能够为现场实验提供了理论保证，可保证实验安全性。

在本实施例中，四个高调门的建模流程为：

1)建立流道整体几何模型；

2)设置材料属性；

3)划分网格形成有限元模型；

4)设置动网格形成动静叶片的划分；

5)边界条件，约束条件及载荷的设定，主要包括进出口压力、流速、温度，流道外表面的热交换系数。具体地，位移约束条件包括规定模型中节点、节点自由度上的位移受到约束条件的限制以及约束的类型和大小。载荷的设定包括定义模型中节点载荷、单元棱边载荷和面力、体力以及温度载荷作用的位置、方向和大小。热边界条件的设定包括定义模型中节点温度、热流、对流换热和辐射换热的位置、大小或作用规律。其它边界条件的设定包括定义模型中的主从自由度、连接自由度或运动自由度等其它用于分析的边界条件。

在本实施例中，步骤S2包括：

步骤S21：对四个高调门的几何模型进行网格划分；

步骤S22：设定各几何模型的流体进口边界条件、流体出口边界条件、壁面边界条件、对称边界条件、周期性边界条件及动静交界面边界条件；

步骤S23：建立四个高调门内部流体的湍流模型。

具体地，四个高调门的几何模型由Pro E建立，阀门、管道、进汽室网格采用ANSYSMeshing网格划分平台进行划分，壁面边界层取9层网格，网格总厚度0.003mm，延展比取1.4，叶片通道网格采用autogrid进行划分，总网格数量大约为3500万。数值计算使用商用软件ANSYS CFX 13.0。在本实施例中，湍流模型为SST湍流模型，工质采用可凝结流体的水蒸汽。计算在高性能计算机上进行，使用了多节点并行。计算进口取阀门进口，边界条件条件取进口总温总压，出口取第一级压力级出口，边界条件为流量。根据热力提供的数据，进出口边界条件由设计数据给定，进口边界条件给定进口总压P0和总温T0，出口边界条件为流量G1，壁面按绝热处理，壁面附近粘性边界层的处理采用标准壁面函数法。

在本实施例中，步骤S4包括：

步骤S41：基于第一工况下对六种阀序组合下的调节级叶片受力进行分析对比，以排除汽轮机的静叶出口静压、静叶出口动压、动叶出口静压及动叶出口动压较大的阀序组合；

步骤S42：基于第二工况下对剩余阀序组合下的调节级叶片受力进行分析对比。

具体地，先对六种阀序组合(1&2-3-4)、(1&3-2-4)、(3&4-2-1)、(2&4-3-1)、(2&3-1-4)、(1&4-3-2)在第一工况下进行气动分析，排除部分阀序后再对第二工况进行计算分析，最后得出理论上适用的阀序组合。

在本实施例中，在步骤S41中，第一工况为先对两个高调门的喷嘴组同时全部开启，再对第三个高调门的喷嘴组进行第一预设比例的开启；在步骤S42中，第二工况为先对两个高调门的喷嘴组同时全部开启，再对第三个高调门的喷嘴组进行第二预设比例的开启。其中，第二预设比例大于第一预设比例。

图1示出了从汽轮机向发电机方向看调节级分布示意图，四个高调门中的两个高调门的喷嘴组的包角为第一包角，四个高调门中其余两个高调门的喷嘴组的包角为第二包角，第一包角大于第二包角。如图1所示，1#喷嘴组和4#喷嘴组的包角为第一包角，2#喷嘴组和3#喷嘴组的包角为第二包角。其中，四个喷嘴组的参数如下表1所示：

表1四个喷嘴组的参数

在本实施例中，在第一工况下，第三个高调门的喷嘴组的开度为20％，在第二工况下，第三个高调门的喷嘴组的开度为80％。具体地，在本实施例中，有限元建模可以通过控制阀门的开度大小，以控制0～100％的负载，阀门的开度越大则负载高，阀门的开度越小则负载低。其中，第一工况为50％负载工况，第二工况为70％负载工况。

在本实施例中，在步骤S4中，评价参数指标包括汽轮机的静叶出口平均压力、汽轮机的静叶出口最大压力、汽轮机的静叶出口压力波动、汽轮机的静叶出口压力最大冲击、汽轮机的静叶出口平均速度、汽轮机的静叶出口最大速度、汽轮机的静叶出口速度波动、汽轮机的动叶出口平均压力、汽轮机的动叶出口最大压力、汽轮机的动叶出口压力波动、汽轮机的动叶出口压力最大冲击、汽轮机的动叶出口平均速度、汽轮机的动叶出口最大速度、汽轮机的动叶出口速度波动、汽轮机的动叶受力、汽轮机的转子不平衡力。具体地，50％负载工况的数据如下：

1.一大一小喷嘴组先开，两阀全开考虑第三阀重叠度，第三阀对应小喷嘴组(第三阀开度为20％)

1)所有阀序组合如表2所示：

表2阀序组合

序号	阀序组合
		1	1&2-3-4
2	2&4-3-1
		3	3&4-2-1
4	1&3-2-4

2)各阀门及调节级数据(按开启顺序)如表3所示：

表3阀门及调节级数据

3)压力级次数据如表4所示：

表4压力级次数据

2.两个大的喷嘴组先开，两阀全开考虑第三阀重叠度(第三阀开度为20％)

1)所有阀序组合如表5所示：

表5阀序组合

2)各阀门及调节级数据(按开启顺序)如表6所示：

表6阀门及调节级数据

3)压力级次数据如表7所示：

表7压力级次数据

3.两个小的喷嘴组先开，两阀全开考虑第三阀重叠度(第三阀开度为20％)

1)所有阀序组合如表8所示：

表8阀序组合

序号	阀序组合
		1	2&3-1-4

2)各阀门及调节级数据(按开启顺序)如表9所示：

表9阀门及调节级数据

3)压力级次数据如表10所示：

表10压力级次数据

具体地，70％负载工况数据如下：

1.一大一小喷嘴组先开，第三阀对应小喷嘴组(第三阀开度为80％-四阀将开)

1)所有阀序组合如表11所示：

表11阀序组合

序号	阀序组合
		1	1&2-3-4
2	2&4-3-1
		3	3&4-2-1
4	1&3-2-4

2)各阀门及调节级数据(按开启顺序)如表12所示：

表12阀门及调节级数据

3)压力级次数据如表13所示：

表13压力级次数据

综上所述，50％负载计算结果如表14所示：

表14 D1000A高压主汽调节阀至第一级压力级流道CFD计算结果(平均结果)

从50％负荷计算结果来看，由于1&2-3-4和3&4-2-1工况为两个侧向阀先开，从理论计算结果上来看与2&4-3-1和1&3-2-4结果接近，但由于其作用力与轴承油膜支撑力的方向垂直，对轴承系统的稳定性有影响，所以先排除1&2-3-4和3&4-2-1这两个工况，50％负载工况时将不再考虑，其他四种阀序组合都可以接收。其中，图2至图9示出了50％负载工况下阀序组合为1&2-3-4和2&4-3-1时汽轮机的受力情况。

具体地，70％负载计算结果如表15所示：

表15 D1000A高压主汽调节阀至第一级压力级流道CFD计算结果(平均结果)

从70％负荷计算结果来看，1&4-3-2两大阀先开，70％负载时汽机静叶和动叶出口静压均比50％负载工况时增大5MPa左右，比其他工况大一倍还多，从50％工况到70％过渡过程中，压力变化偏大，不建议采用。其中，图10至图17示出了70％负载工况下阀序组合为1&2-3-4和2&4-3-1时汽轮机的受力情况。

因此，从CFD计算结果分析可知：

(1)50％负荷工况下，1&2-3-4和3&4-2-1工况为两个侧向阀先开，其作用力与轴承油膜支撑力的方向垂直，对轴承系统的稳定性有影响，可以先排除1&2-3-4和3&4-2-1这两个方案；

(2)70％负荷工况下，1&4-3-2两大阀先开，70％负荷时汽机静叶和动叶出口静压均比50％负荷工况时增大5MPa左右，比其他工况大一倍还多，从50％工况到70％过渡过程中，压力变化偏大，不是最优方案；

(3)50％负荷工况下，2&3-1-4工况下，静叶和动叶压力都较大，约为14MPa，是所有工况中最大的，对叶片强度和疲劳寿命影响较大，也不是最优方案。

在排除以上4个阀序组合后，在步骤S5内，经过流体力学分析软件的计算分析，得出两种较佳阀序组合，对两种较佳阀序组合下调节级动叶受力进行分析，并进行相应阀序组合下的配汽优化轴振试验，获取利于汽轮机轴系稳定的阀序组合作为最佳阀序组合。具体地，两个阀序组合2&4-3-1和1&3-2-4为两种较佳阀序组合，对两个阀序组合2&4-3-1和1&3-2-4进行调节级动叶受力和汽机转子不平衡力分析，2&4-3-1阀序组合将会使汽机转子上浮，不利于轴系稳定。1&3-2-4阀序组合将会使汽机转子下压，有利于轴系稳定。随后进行的2&4-3-1和1&3-2-4阀序组合试验同样表明，2&4-3-1阀序组合使汽机转子上浮，1&3-2-4阀序组合使汽机转子下压。

由以上分析可知，在步骤S5中，在同一工况下，各高调门的压力波动最小、汽轮机的叶片受力最小且汽轮机的转子不平衡力最小的阀序组合为最佳阀序组合。经CFD理论计算分析、调节级动力分析和轴振试验均表明1&3-2-4阀序组合为最优工况，有利于轴系和流场稳定，建议采用此种工况。

从以上的描述中，可以看出，本发明上述的实施例实现了如下技术效果：

通过对汽轮机的四个高调门的六种阀序组合进行分析对比，以获取最佳阀序组合，使得汽轮机的运行性能最佳，减小了汽轮机的节流损失，提升机组中、低负荷下的运行经济性，进而解决了现有技术中汽轮机的顺序阀开启顺序不合理，导致汽轮机故障、影响汽轮机使用寿命的问题。同时，为了验证理论分析的精确度和准确度，可以在最佳阀序组合下开展实验研究，以实现理论指导实验，保证汽轮机能够安全运行。

显然，上述所描述的实施例仅仅是本发明一部分的实施例，而不是全部的实施例。基于本发明中的实施例，本领域普通技术人员在没有做出创造性劳动前提下所获得的所有其他实施例，都应当属于本发明保护的范围。

需要注意的是，这里所使用的术语仅是为了描述具体实施方式，而非意图限制根据本申请的示例性实施方式。如在这里所使用的，除非上下文另外明确指出，否则单数形式也意图包括复数形式，此外，还应当理解的是，当在本说明书中使用术语“包含”和/或“包括”时，其指明存在特征、步骤、工作、器件、组件和/或它们的组合。

需要说明的是，本申请的说明书和权利要求书及上述附图中的术语“第一”、“第二”等是用于区别类似的对象，而不必用于描述特定的顺序或先后次序。应该理解这样使用的数据在适当情况下可以互换，以便这里描述的本申请的实施方式能够以除了在这里图示或描述的那些以外的顺序实施。

以上所述仅为本发明的优选实施例而已，并不用于限制本发明，对于本领域的技术人员来说，本发明可以有各种更改和变化。凡在本发明的精神和原则之内，所作的任何修改、等同替换、改进等，均应包含在本发明的保护范围之内。

Claims (9)

1.一种四高调门汽轮机顺序阀的优化设计方法，其特征在于，包括：

步骤S1：列出基于四个高调门的六种开启顺序；

步骤S2：建立四个所述高调门的几何模型，将四个所述几何模型导入有限元分析软件中进行前处理；

步骤S3：对四个所述高调门在六种阀序组合下的有限元模型进行求解；

步骤S4：在有限元分析软件中提取评价参数指标，以分析对比六种阀序组合和不同工况下调节级叶片受力；

步骤S5：根据所述步骤S4的对比分析给出最优的阀序组合，在理论计算前提下开展实验研究，以验证理论计算的精确度和准确度。

2.根据权利要求1所述的四高调门汽轮机顺序阀的优化设计方法，其特征在于，所述步骤S2包括：

步骤S21：对四个所述高调门的几何模型进行网格划分；

步骤S22：设定各所述几何模型的流体进口边界条件、流体出口边界条件、壁面边界条件、对称边界条件、周期性边界条件及动静交界面边界条件；

步骤S23：建立四个所述高调门内部流体的湍流模型。

3.根据权利要求2所述的四高调门汽轮机顺序阀的优化设计方法，其特征在于，在所述步骤S23中，所述湍流模型为SST湍流模型。

4.根据权利要求1所述的四高调门汽轮机顺序阀的优化设计方法，其特征在于，所述步骤S4包括：

步骤S41：基于第一工况下对六种阀序组合下的调节级叶片受力进行分析对比，以排除汽轮机的静叶出口静压、静叶出口动压、动叶出口静压及动叶出口动压较大的阀序组合；

步骤S42：基于第二工况下对剩余阀序组合下的调节级叶片受力进行分析对比。

5.根据权利要求4所述的四高调门汽轮机顺序阀的优化设计方法，其特征在于，在所述步骤S41中，所述第一工况为先对两个所述高调门的喷嘴组同时全部开启，再对第三个所述高调门的喷嘴组进行第一预设比例的开启；在所述步骤S42中，所述第二工况为先对两个所述高调门的喷嘴组同时全部开启，再对第三个所述高调门的喷嘴组进行第二预设比例的开启；其中，所述第二预设比例大于所述第一预设比例。

6.根据权利要求4所述的四高调门汽轮机顺序阀的优化设计方法，其特征在于，在所述步骤S5中，在同一工况下，各所述高调门的压力波动最小、汽轮机的叶片受力最小且汽轮机的转子不平衡力最小的阀序组合为最佳阀序组合。

7.根据权利要求4所述的四高调门汽轮机顺序阀的优化设计方法，其特征在于，在所述第一工况下，第三个所述高调门的喷嘴组的开度为20％，在所述第二工况下，第三个所述高调门的喷嘴组的开度为80％。

8.根据权利要求4所述的四高调门汽轮机顺序阀的优化设计方法，其特征在于，在所述步骤S5内，经过流体力学分析软件的计算分析，得出两种较佳阀序组合，对两种较佳阀序组合下调节级动叶受力进行分析，并进行相应阀序组合下的配汽优化轴振试验，获取利于汽轮机轴系稳定的阀序组合作为最佳阀序组合。

9.根据权利要求1所述的四高调门汽轮机顺序阀的优化设计方法，其特征在于，在所述步骤S4中，所述评价参数指标包括汽轮机的静叶出口平均压力、汽轮机的静叶出口最大压力、汽轮机的静叶出口压力波动、汽轮机的静叶出口压力最大冲击、汽轮机的静叶出口平均速度、汽轮机的静叶出口最大速度、汽轮机的静叶出口速度波动、汽轮机的动叶出口平均压力、汽轮机的动叶出口最大压力、汽轮机的动叶出口压力波动、汽轮机的动叶出口压力最大冲击、汽轮机的动叶出口平均速度、汽轮机的动叶出口最大速度、汽轮机的动叶出口速度波动、汽轮机的动叶受力、汽轮机的转子不平衡力。

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