國內(nèi)首臺雙抽軸向排汽聯(lián)合循環(huán)汽輪機設計

張 雪

(哈爾濱汽輪機廠有限責任公司，哈爾濱 150046)

目前，已投運的中國內(nèi)燃氣－蒸汽聯(lián)合循環(huán)發(fā)電汽輪機普遍不具有供熱能力，即使進行改造，其供熱能力也十分有限。由于聯(lián)合循環(huán)汽輪機排汽普遍采用向下排汽，工程建設時間長、投資大，因此，需要研發(fā)新型抽汽軸向排汽聯(lián)合循環(huán)汽輪機［1］。為了符合國內(nèi)聯(lián)合循環(huán)電站建設需求，本文闡述了聯(lián)合循環(huán)汽輪機整體結構設計方法，提出了雙抽軸向排汽聯(lián)合循環(huán)汽輪機軸向排汽及抽汽控制解決方案，有效地解決了聯(lián)合循環(huán)汽輪機抽汽供熱和汽輪機高壓力抽汽控制問題，使汽輪機結構緊湊，布置空間小，減少了工程投資。

1 整體結構設計

LC40/N100－9.88/538/1.80型汽輪機是筆者為國內(nèi)某9F級聯(lián)合循環(huán)電站項目設計研制的高壓、沖動、雙抽凝汽式軸向排汽汽輪機，汽輪機設計采用軸向排汽，發(fā)電機布置在綜合考慮各種布置方式的優(yōu)缺點后，布置在汽輪機進汽側［2］。凝汽器布置在汽輪機低壓缸后，與低壓缸采用撓性連接。汽輪機UG實體如圖1所示。

圖1 汽輪機UG實體圖Fig.1 Steam turbine UG entity graph

表1 汽輪機基本參數(shù)表Tab.1 Steam turbine basic parameters

1.1 機組主要技術參數(shù)

機組的技術參數(shù)需要根據(jù)機組的功率、運行方式、當?shù)丨h(huán)境及用戶要求等選擇最佳模式，并進行大量計算［3］。本機組的主要技術參數(shù)如表1所示。

1.2 汽輪機基本結構

該臺汽輪機的整體結構設計參考了葉東平等人設計思路［4］，汽輪機設計為單缸機組，采用節(jié)流配汽，汽輪機本體結構如圖2所示。

圖2 機組縱剖面圖Fig.2 Unit vertical profile

汽輪機設有兩段抽汽，第1段抽汽為不可調整抽汽，第2段抽汽為可調整抽汽，由抽汽調節(jié)閥控制。汽輪機的高壓缸為鑄造的單層缸，采用高窄法蘭結構，選用優(yōu)質耐熱合金鋼15Cr2Mo1，與低壓缸采用垂直中分面連接，能夠適應機組快速啟動的需要。低壓缸采用鋼板焊接結構，設計為多層汽缸，內(nèi)設有后軸承箱，后軸承箱內(nèi)設有支撐軸承，采用撓性支架支撐在汽輪機基礎上，與凝汽器采用撓性連接，兩者之間設有補償器，以吸收汽缸的熱膨脹量。

汽輪機前、后軸承箱均用鋼板焊接而成，前軸承箱通過前臺板支承在基礎上，用橫向鍵、縱向鍵、螺栓定位。后軸承箱與低壓缸下半部焊接為一體，前軸承座內(nèi)裝有推力支持聯(lián)合軸承，后軸承箱內(nèi)裝有支持軸承。汽輪機軸系由高、中、低一體化轉子和發(fā)電機轉子組成。汽機轉子和發(fā)電機轉子之間設有連接短軸，與連接短軸剛性連接盤車大齒輪套裝在汽輪機端聯(lián)軸器法蘭上。汽輪機的轉子兩個支持軸承均為橢圓軸承。推力軸承位于前軸承座內(nèi)。汽輪機的通流部分由高、中低壓部分組成，高壓部分葉片高度相差不大，汽流通道設計為平通道，中低壓部分汽流通道設計為斜通道，機組共設計15級。

2 汽輪機軸向排汽及抽汽控制解決方案

2.1 設計軸向排汽低壓缸

該臺汽輪機軸向排汽低壓缸采用鋼板焊接而成，為滿足安裝檢修，設計成多層結構，可以不揭缸進行現(xiàn)場動平衡和軸承安裝檢修。軸向排汽低壓缸結構如圖3所示。

圖3 低壓缸UG實體圖Fig.3 Low pressure cylinder UG entity graph

由圖3可以看出，軸承箱與低壓缸焊接為一體;低壓缸內(nèi)設有汽封體，排汽導流護罩、汽封管道、軸承進排油管道、頂軸油管道、排煙管道以及為避免排汽溫度過高危及末葉的低壓缸噴水裝置。軸向排汽對低壓缸設計影響很大。與向上、向下排汽的低壓缸相比，軸向排汽低壓缸受到軸向真空壓力作用，要求其具有很高的剛度。另外，由于軸承箱完全處于蒸汽包圍之中，受到汽流沖擊，保證軸承支撐的穩(wěn)定性是軸向排汽低壓缸的關鍵。該機組軸向排汽低壓缸參考了張曉麗的分析方法［5］，采用UG三維建模，并通過有限元分析等手段對其進行了分析，低壓缸位移云圖如圖4所示。

圖4 低壓缸位移云圖Fig.4 Low-pressure cylinder displacement nephogram

在圖4中，左側是軸向排汽缸低壓缸軸向位移云圖，右側是軸向排汽低壓缸橫向位移云圖，變形較大處為圖4中箭頭所指區(qū)域，軸向位移較大處為軸向排汽低壓內(nèi)缸隔板支撐處。產(chǎn)生軸向變形的主要原因是汽輪機為沖動式，隔板前后存在較大壓差。橫向變形為低壓缸上半側壁，低壓缸上半部沒有軸承座等支撐結構，所以受到大汽對低壓缸外壁的真空壓力，變形較大。根據(jù)分析結果，對位移云圖所示低壓缸剛度弱的部位進行加固，解決了軸向排汽低壓缸剛度問題。

經(jīng)有限元分析計算，軸向排汽低壓缸最大應力為89 MPa，外壁最大位移為0.4 mm，低壓缸軸承座最大軸向位移為0.08 mm，徑向位移為0.04 mm。實際運行時低壓缸變形比理論計算偏大，低壓缸抽真空時機組脹差變化較大，這是由于機組采用軸向排汽，真空推力較大所致。

軸向排汽低壓缸采用撓性支架，能夠吸收低壓缸膨脹和減小汽流沖擊對軸承穩(wěn)定的影響，軸承支撐設計成機翼的流線型結構，能夠避免蒸汽對軸承支撐的沖擊，解決了機組軸承的穩(wěn)定性問題?，F(xiàn)有的凝汽式汽輪機都采用向下或向上排汽，縱向安置凝汽器，汽輪機廠房建設較大，該汽輪機采用軸向排汽低壓缸，凝汽器軸向布置在低壓缸后面，能夠縮小1/4的汽輪機廠房空間，減少土建建設周期。同時，汽輪機排汽避免了縱向轉折，減少了排汽的流動損失，提高了汽輪機熱效率;低壓缸與凝汽器采用撓性連接，能夠充分吸收汽輪機熱膨脹和凝汽器的熱膨脹;縱向排汽汽輪機軸承需支撐在排汽蝸殼外，影響了汽輪機轉子跨距。該汽輪機軸承箱設置在排汽蝸殼內(nèi)，與低壓缸焊接成一體，可減小汽輪機軸承跨距，縮短汽輪機整體長度。低壓缸設計采用多層結構設計，內(nèi)部汽道光順，有良好的氣動性能。

2.2 抽汽調節(jié)機構采用新型抽汽調節(jié)閥

原抽汽機組通常采用旋轉隔板、提板閥、雙座閥作為抽汽調節(jié)機構。旋轉隔板結構受抽汽參數(shù)限制，高參數(shù)抽汽會使旋轉隔板卡澀。提板閥由于自身結構限制，在高參數(shù)抽汽條件下，提升力過大，難于實現(xiàn)。雙座閥占用汽輪機通流空間太大，流動損失也大。本機組采用新型抽汽調節(jié)閥4個，布置在汽輪機汽缸中間上部。閥殼與汽缸鑄造成一體，調節(jié)閥采用單座式，調節(jié)汽閥閥座呈擴散型，以降低壓損，閥碟和閥座采用優(yōu)秀型線，具有良好的氣動性能，同時密封性好，每個抽汽調節(jié)閥采用單獨的油動機控制其閥門開度，通過改變閥門開度來改變通過閥門的蒸汽流量，從而實現(xiàn)調節(jié)汽輪機抽汽量。機組的每個抽汽調節(jié)閥單獨由一個油動機控制，實現(xiàn)了單閥控制和順序閥控制，也使汽輪機抽汽控制更加靈活。油動機布置在抽汽調節(jié)閥上方，與抽汽調節(jié)閥采用螺栓連接，能夠避免提板閥閥桿卡澀。采用單座閥的結構，避免了雙座閥的氣流沖擊損失和占用空間以及旋轉隔板由于抽汽參數(shù)高前后壓差大形成卡澀的問題，適用于高等抽汽壓力的調節(jié)控制。經(jīng)現(xiàn)場實際運行驗證，新型抽汽調節(jié)閥控制抽汽沒有發(fā)生卡澀現(xiàn)象，能夠進行單閥控制和順序閥控制的靈活切換。

2.3 低壓缸采用撓性支架支撐

低壓缸采用撓性支架支撐在汽輪機基礎上，能夠有效吸收汽輪機軸向膨脹和汽輪機徑向不平衡引起的振動，降低機組的振動特性。設計時通過有限元分析，撓性支架的位移云圖如圖5所示。

圖5 撓性支架位移云圖Fig.5 Flexible support displacement nephogram

在圖5中，左側為撓性支架軸向位移云圖，右側為撓性支架徑向位移云圖，汽輪機在撓性支架頂面處的軸向位移量為22 mm，現(xiàn)場實際測量軸向位移量約為22 mm;撓性支架頂面的徑向位移量為0.122 mm，現(xiàn)場測量位移為0.1 mm，表明分析結果與現(xiàn)場實測值完全一致。

2.4 汽輪機通流部分采用高效三維通流設計

在汽輪機通流部分采用全三維氣動、熱力設計，選擇高效聯(lián)合循環(huán)葉片葉型，汽流通道光順，子午面光滑，上下蓋度合適，動靜葉型匹配，流動損失小。全部動葉采用自帶冠結構。高中壓通流設計按最大抽汽工況設計，低壓通流設計按最小抽汽工況設計，以適應汽輪機抽汽運行需求。

2.5 設計聯(lián)合循環(huán)汽輪機680 mm末級葉片

對末級680 mm葉片用全三維設計軟件進行氣動優(yōu)化設計［6］，降低葉型損失，末級動葉變工況氣動性能良好，能夠適應汽輪機因抽汽量大，形成的小流量工況。此葉片已在國內(nèi)外多個電廠機組中運行，根據(jù)電廠運行的反饋情況來看，氣動性能良好，運行穩(wěn)定，安全可靠。

2.6 汽輪機轉子采用新型材料

汽輪機轉子材料采用一種新型材料24Cr2Ni1Mo1V，作為高、中、低壓一體化聯(lián)合轉子材料，其高壓側高溫性能相當于30Cr1Mo1V。低壓側的屈服強度Rp0.2≥735 N/mm2，F(xiàn)ATT50≤20℃。同一種轉子材料經(jīng)過不同的熱處理，滿足了高溫段的高溫強度要求、低溫段的高強度、低FATT值的性能以及汽輪機抽汽量變化產(chǎn)生的變工況運行要求。

3 結論

1)采用本文設計的雙抽軸向排汽聯(lián)合循環(huán)汽輪機，非調整抽汽量最大可達到100 t/h，調整抽汽量最大可達到200 t/h，且能夠最大限度進行供熱，有效地解決聯(lián)合循環(huán)汽輪機抽汽供熱和汽輪機高壓力抽汽控制問題，使汽輪機抽汽控制更加平穩(wěn)、靈活、安全、可靠，使汽輪機結構緊湊，布置空間小，可以減少廠房空間，縮短工程的準備時間，減少工程投資。

2)雙軸軸向排汽聯(lián)合循環(huán)汽輪機軸向排汽低壓缸以及撓度支架的有限元分析結果，與現(xiàn)場實際運行一致，證明了該計算方法可靠。

［1］ 林公舒，楊道剛.現(xiàn)代大功率發(fā)電用燃氣輪機［M］.北京:機械工業(yè)出版社，2007.LIN Gongshu，YANG Daogang.Modern large power gas turbine for power generation［M］.Beijing:China Machine Press，2007.

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