1000MW超超臨界機組汽輪機中壓缸變形分析及處理

吾明良，余化文，尹金亮，韓兵

(1.華能玉環(huán)電廠，浙江省臺州市 317604;2.中電投集團平頂山發(fā)電有限公司，河南省平頂山市 467031)

0 引言

缸開缸檢修情況，針對開缸過程中發(fā)現(xiàn)的內外中壓汽缸變形問題進行分析，并提出處理方法。

華能玉環(huán)電廠安裝了4臺1000MW超超臨界燃煤發(fā)電機組，鍋爐為哈爾濱鍋爐廠有限責任公司(三菱重工業(yè)株式會社提供技術支持)設計制造的HG－2953/27.56-YM1型超超臨界變壓運行直流鍋爐;汽輪機為上海汽輪機廠有限公司(德國西門子公司提供技術支持)設計制造的N1000－26.25/600/600型一次中間再熱、單軸、四缸四排汽、雙背壓、凝汽式汽輪機，主要采用純滑壓運行方式。2006年11月該電廠1號機投運［1］，這是我國首臺1000MW超超臨界機組，此后該機組連續(xù)運行了449天，創(chuàng)造了國內1000MW火電機組連續(xù)運行時間最長的記錄。2012年3月24日該機組正常停機進行計劃內檢修。本文介紹該機組中壓

1 汽輪機本體結構特點

根據(jù)西門子公司產品的積木塊體系，按照華能玉環(huán)電廠機組的實際功率需求及背壓等參數(shù)情況，由現(xiàn)有的成熟積木塊“HMN”(即1個單流圓筒型H30高壓缸、1個雙流M30中壓缸、2個N30雙流低壓缸)組合成1000MW、單軸、50 Hz、全速汽輪機，選用2個1146 mm長葉片低壓缸。“HMN”的高、中壓分缸明顯優(yōu)于合缸［2］。

1.1 高壓缸

高壓缸為單流、雙層缸設計，包括高壓內缸和高壓外缸。圓筒型高壓外缸為緊湊的軸向法蘭連接，由垂直徑向中分面分為進汽缸和排汽缸，可承受更高的壓力和溫度。內缸為垂直縱向平分面結構。由于缸體為旋轉對稱形式，使機組在啟動、停機或快速變負荷時缸體的溫度梯度很小，熱應力保持在很低的水平［3］。外缸承受一定的壓力，而內缸僅承受內外缸的壓差，所以中分面螺栓應力較小，安全可靠性高。高壓缸結構如圖1所示。

圖1 典型高壓缸結構Fig.1 Typical structure of HP cylinder

高壓內缸卡在高壓外缸進汽端的4個凹槽內，并通過鍵配合與外缸保持對中，這樣內缸由外缸支撐并可以從固定點向徑向和軸向自由膨脹，并且在熱膨脹的過程中，內缸仍能與轉子保持對中。

1.2 中壓缸

中壓缸采用雙流程、雙層缸設計，共有2×13個壓力級。雙層缸由水平中分式內、外缸組成，內、外缸均鑄造而成，均由上缸和下缸組成。中壓缸結構如圖2所示。

圖2 典型中壓缸結構Fig.2 Typical structure of IP cylinder

中壓外缸的前后貓爪分別支撐在2、3號軸承座的機組水平中心線上，機組運行時缸體熱膨脹，貓爪在和支撐鍵組成一體的滑塊上水平滑動。雙排汽內缸通過水平中分面位置的貓爪支撐在外缸內，內缸從相對死點開始軸向、徑向自由膨脹，并在這個過程中保持內缸與轉子同心。

再熱蒸汽通過裝在中壓缸左右兩側的聯(lián)合汽門，經2根橫向的導汽管進入中壓內缸。中壓高溫進汽僅局限于內缸的進汽部分，額定進汽溫度為600℃，而中壓外缸只承受較低壓力和較低溫度(實際運行溫度低于312℃，實際運行壓力低于0.6 MPa)的中壓缸排汽。

轉子支撐在獨立的軸承座內。

1.3 支承及膨脹設計

汽輪機整個高壓缸和中壓缸靜止部分由貓爪分別支承在汽缸前后2個軸承座上，而低壓外缸則與凝汽器拼焊連接，外缸的負荷支撐在凝汽器上，低壓內缸重力則通過貓爪由其前后軸承座來支承。

汽輪機4根轉子分別由5個徑向軸承支承，除高壓轉子由2個徑向軸承雙支承外，其余3根轉子(中壓轉子和2根低壓轉子)均為單支承。

2號軸承座位于高壓缸和中壓缸之間，是機組滑銷系統(tǒng)的死點。2號軸承座內裝有徑向推力聯(lián)合軸承，整個軸系以此為死點向兩端膨脹。高壓缸和中壓缸都軸向定位于2號軸承座，為機組靜子的死點，高壓缸和中壓缸缸體膨脹均始于死點，中壓外缸與低壓內缸以及低壓內缸之間以推拉桿形式連接。高壓轉子從推力軸承向1號軸承座方向膨脹，中壓轉子則從推力軸承向發(fā)電機方向膨脹，低壓轉子以推力軸承為死點，沿著轉子中心線向發(fā)電機方向膨脹。

由于中壓外缸與中壓轉子的溫差遠小于低壓外缸與低壓轉子的溫差，因此該滑銷系統(tǒng)的設計在運行中通流部分動、靜之間差脹較小，有利于機組快速啟動［3］。

1.4 安裝工藝特點

上海汽輪機有限公司生產的1000MW超超臨界機組主要結構特點和安裝工序與常規(guī)600MW機組差別較大，主要有:無臺板、全落地式軸承座設計［4］;高壓缸和中壓缸整體發(fā)運，現(xiàn)場無須開缸直接吊裝并整體找中，發(fā)運過程中汽缸兩端會裝有夾具以保證轉子與內缸及外缸保持對中［5］;低壓外缸現(xiàn)場焊接。

安裝時，首先按照軸系找中圖定位各軸承座，然后按照2號低壓缸—1號低壓缸—中壓缸—高壓缸的順序就位各汽缸，最后進行軸系、汽缸中心的微調。各轉子聯(lián)軸器之間未設計軸向調整墊片，因此必須嚴格按照軸系找中圖進行定位。

2 引起汽缸變形的因素

可能引起汽缸變形的因素主要有加工制造、安裝檢修、運行等幾方面［6］。

2.1 殘存鑄造應力

汽缸是整體鑄造而成的，精加工前需經時效處理，即須存放一些時間，使汽缸鑄造過程中所產生的內應力盡可能消除，如時效處理時間不足，則汽缸在以后的運行中會產生變形。

2.2 螺栓緊固不當

汽缸螺栓緊力不足或螺栓緊固順序不正確將造成汽缸變形。

2.3 負荷及溫度變化過快

機組的負荷增減過快，快速啟動、停機和工況變化時溫度變化大，暖缸方式不正確，停機檢修時拆除保溫過早等均會在汽缸和法蘭上產生較大熱應力和熱變形。

2.4 汽缸受力不均

機組運行過程中，汽缸受力情況復雜，除承受汽缸內外汽體的壓力差和裝在其中的各零部件重力等靜載荷外，還要承受蒸汽流出靜葉時對靜止部分的反作用力，以及各種連接管道冷熱狀態(tài)下對汽缸的作用力，在這些力的相互作用下，汽缸發(fā)生塑性變形。

2.5 機組快冷投運不當

機組快速冷卻時，汽缸內壁將出現(xiàn)較大的拉應力［7］，因此快冷投運不當極易造成汽缸變形或損壞。

3 中壓外缸變形及處理

3.1 中壓外缸變形情況及數(shù)據(jù)測量

華能玉環(huán)電廠1號機組中壓外缸在開缸檢查中發(fā)現(xiàn)以下問題:

(1)在起吊中壓外缸時，發(fā)現(xiàn)中壓外缸法蘭中分面垂直定位銷均無法輕松拔出，最終采用液壓千斤頂強行拔出，拔出后定位銷表面有細微剪切痕跡。

(2)在松開中壓外缸所有中分面螺栓后，自由狀態(tài)下測得外缸法蘭中分面間隙，A排側最大間隙為0.55 mm，B排側最大間隙為0.78 mm，最大間隙位置均位于中壓缸進汽口附近。緊固1/3螺栓后，中分面間隙基本消除。

(3)合空缸檢查，發(fā)現(xiàn)中壓外缸上、下貓爪之間存在2.65 mm左右軸向錯口，即上缸較下缸長2.65 mm，由此造成外缸中分面定位銷孔錯口，定位銷無法打入。

數(shù)據(jù)顯示，1號機組投運以來負荷控制、啟停等操作無異常;安裝過程中外缸法蘭中分面螺栓緊固情況正常;機組快冷投運均嚴格執(zhí)行方案。因此，初步分析認為造成中壓外缸變形的主要原因是該汽缸時效處理不充分，機組投運后應力逐漸釋放，造成汽缸變形，法蘭中分面產生張口。

中壓外缸檢修時，下半汽缸四角貓爪支撐，汽缸產生撓度，汽缸平面有向下的垂弧，而上半汽缸擱置在下半汽缸上，受力均勻，汽缸平面相對平直，垂弧不一致造成上、下兩半汽缸錯口。中壓外缸下半法蘭中分面水平測量記錄如圖3所示，圖中GE(generator end)為發(fā)電機端，TE(turbine end)為汽輪機端。

圖3 中壓外缸下半法蘭中分面水平度Fig.3 Levelness of lower half in outer IP cylinder

3.2 中壓外缸變形的處理方法

通過測量可以看出，如果中壓外缸上、下兩半受力一致，則上、下兩半汽缸垂弧也將基本一致，汽缸長度也將相同。鑒于以上分析，采取有效措施使上、下兩半汽缸獲得相同垂弧，汽缸錯口現(xiàn)象將會消失。

在進行中壓外缸扣缸前，須將汽缸法蘭中分面所有定位銷端部倒角;將中壓外缸下半定位銷孔倒角。

在中壓外缸扣缸過程中，當行車起吊上半汽缸至與下半汽缸之間間隙5～10 mm時，停止上半汽缸下落，將中壓外缸中段法蘭螺栓裝復，緊固并適當調整螺栓緊力，觀察汽缸上、下兩半垂弧變化，當垂弧趨于一致且中分面間隙均勻時，將已倒角的定位銷強力打入。定位銷全部打入后，行車再次緩慢放下上半汽缸至行車完全不受力，松開已緊固的中壓外缸中段法蘭所有螺栓，然后按照中分面螺栓緊固要求，重新緊固全部螺栓，此時中壓外缸錯口現(xiàn)象完全消失，中分面間隙也基本消除。

4 中壓內缸變形處理

4.1 中壓內缸變形情況及數(shù)據(jù)測量

華能玉環(huán)電廠1號機組在中壓內缸開缸檢查過程中，發(fā)現(xiàn)以下問題:

(1)拆卸內缸法蘭中分面螺栓過程中，發(fā)現(xiàn)進汽口兩側3個M110螺栓咬扣(如圖4所示)，最終采取破壞性拆除。

圖4 中壓內缸中分面螺栓咬扣情況Fig.4 Bolt thread galling in horizontal joint of inner IP cylinder

(2)開缸后，測量通流部分間隙，發(fā)現(xiàn)兩側徑向間隙偏小，最小處位于GE第13級，葉頂汽封間隙為0，比設計值偏小1.3～1.5 mm。GE第9～10級葉頂汽封間隙平均比設計值偏小1.2 mm，其他各級平均偏小1 mm。

(3)以中壓轉子測速盤法蘭外圓距中壓外缸端面280 mm處為基準(機組安裝時的定位基準)，測得K值(此值是轉子第1個壓力級與第1級靜葉之間的距離)為3.1 mm，中壓缸出廠時記錄K值為4.2 mm，數(shù)值偏小1.1 mm。實測轉子與隔板軸向間隙與出廠時相比，轉子膨脹正方向間隙有所增大，轉子膨脹負方向間隙有所減小，趨勢與K值變化一致，差值也相當。膨脹正方向最小間隙為5.48 mm，位于TE第2級，轉子膨脹負方向最小間隙為3.30 mm，位于GE第13級。

(4)中壓內缸合空缸，測量內缸中分面水平，TE整體前揚 1.3～1.4 mm/m，GE整體后揚 0.2～0.4 mm/m，左側左揚1.4 mm/m，右側右揚1.3～1.7 mm/m，即內缸整體邊緣拱起，呈碗狀。中壓內缸水平測量記錄如圖5所示。

(5)合空缸檢查中壓內缸中分面間隙，自由狀態(tài)最大間隙為3.5 mm，位于進汽口處;熱緊1/2螺栓后，最大間隙減小為2.05 mm;熱緊全部螺栓后間隙減小為1.8 mm。

由以上數(shù)據(jù)可以看出，內缸垂直截面已經嚴重失圓，且存在內張口，中壓內缸已變形。

圖5 中壓內缸下半水平度Fig.5 Levelness of lower half in inner IP cylinder

4.2 中壓內缸變形處理

4.2.1 裝復前的準備工作

為了檢驗中壓內缸變形程度以及探求消除汽缸變形的可行方法，需要進行一些試驗性工作。

(1)交替冷、熱緊法蘭中分面螺栓試驗。針對中壓內缸變形情況，合空缸進行緊固中壓內缸法蘭中分面螺栓試驗，采取反復交替冷、熱緊螺栓的方法，將法蘭中分面間隙降至最小。即先安裝一半螺栓，充分冷緊后再熱緊，待這批螺栓充分冷卻后再安裝另外一半螺栓，充分冷緊后再熱緊;待第2批螺栓充分冷卻后，松開首先安裝的那批螺栓，重新冷緊和熱緊;如此重復以上步驟，直到汽缸法蘭中分面間隙不再減小為止。采取以上方法后，中壓內缸外側間隙完全消除，內側間隙不再減小。中壓內缸內側間隙測量數(shù)據(jù)見表1。

表1 中壓內缸內側間隙測量數(shù)據(jù)Tab.1 Measurement data of inside clearance in inner IP cylinder mm

(2)合空缸測量中壓內缸內徑。中壓內缸空缸全部螺栓熱緊后，測量中壓內缸各級內徑，汽缸垂直截面呈橢圓狀。TE、GE前8級垂直方向內徑均比水平方向內徑大約2.4 mm，后4級內徑仍為垂直方向偏大，偏大值呈逐級遞減趨勢，由1.8 mm遞減至1.0 mm，趨勢與中壓內缸的內張口現(xiàn)象基本吻合。

(3)中壓內缸碰撞試驗。內缸法蘭中分面螺栓正常緊固后，進行內缸碰撞試驗［8］。試驗結果:汽機端頂隙為0.78 mm，底隙為2.08 mm;水平位置A排側間隙為0.95 mm，B排側間隙為1.15 mm。發(fā)電機端頂隙為0.86 mm，底隙為2.25 mm;水平位置A排側間隙為1.00 mm，B排側間隙為1.15 mm。

此試驗說明:采取交替冷、熱緊中壓內缸法蘭中分面螺栓可逐漸消除汽缸中分面間隙，使中壓缸各級頂隙和側隙明顯增大，底隙減小，通流部分徑向間隙不均勻情況明顯改善，但是由于中壓內缸垂直截面橢圓現(xiàn)象仍然存在，通流部分徑向間隙不均情況無法徹底消除。

(4)全實缸碰撞試驗。中壓內、外缸法蘭中分面螺栓正常緊固后，在未安裝外缸端部汽封的情況下，進行全實缸上下碰撞試驗。試驗結果:汽機端頂隙為0.95 mm，底隙為1.95 mm;發(fā)電機端頂隙為1.00 mm，底隙為2.05 mm。

對比數(shù)據(jù)可以看出，正常熱緊全部螺栓后，中壓外缸下半缸上抬約0.16 mm。

4.2.2 中壓內缸變形原因分析

中壓內缸內、外壁溫差大是造成變形的根本原因。內缸中段進汽口處再熱蒸汽設計溫度為600℃，而中壓外缸只承受中壓排汽的較低壓力和較低溫度，機組運行過程中實際溫度均低于312℃，中壓內缸的內、外壁即產生了較大的溫度差(以中壓內缸中段進汽口位置尤為嚴重)。

另外，中壓內缸為鑄件，時效處理不足而存在殘余應力，機組連續(xù)運行部分應力釋放造成汽缸變形，這也是中壓內缸變形的可能原因之一。

4.2.3 中壓內缸變形的處理方法

(1)研刮汽缸平面法。由于中壓缸內、外壁溫差大是造成中壓內缸變形的根本原因，采用研刮汽缸法蘭平面［9］的方法即使消除了變形量，機組投運后汽缸仍將在內、外壁大溫差的作用下繼續(xù)變形。一旦對內缸法蘭平面進行加工，通流部分將保持永久失圓狀態(tài)，嚴重影響機組通流效率及安全性。而且，汽缸法蘭平面加工難度大、工期長、費用高、不可逆，因此采取研刮汽缸平面的方法來消除中壓內缸變形量是不明智的。

(2)反復交替冷、熱緊法蘭中分面螺栓法。機組投運時，中壓內缸將受熱膨脹，汽缸的膨脹受法蘭螺栓的約束，較高溫度的內壁膨脹會逐漸彌補部分的法蘭中分面內張口，同時中壓內缸中分面間隙也將逐漸減小，汽缸的垂直截面橢圓現(xiàn)象將獲得改善，截面將逐漸趨于正圓，徑向動靜間隙會逐漸均勻?；谏鲜龇治霾⒔Y合現(xiàn)有條件，如果采用反復交替冷、熱緊汽缸法蘭中分面螺栓的方法，消除中壓內缸外側間隙，同時使內側間隙降至最小，雖然汽缸垂直截面仍將呈橢圓狀，但橢圓度將遠小于自由狀態(tài)的，汽封間隙也將趨于均勻。同時機組熱態(tài)時，隨著中壓內缸內外壁溫差對法蘭中分面間隙的進一步影響，以及中壓外缸緊固后外缸垂弧消除對汽缸整體上抬的影響(預計中壓缸內缸整體上抬約0.30 mm)，內缸法蘭中分面間隙偏差將會降至最小并趨于0。

綜合考慮各種因素，決定采用反復交替冷、熱緊中壓汽缸法蘭中分面螺栓的方法，同時微量調整間隙最大處法蘭螺栓緊力，依靠中壓缸自身的溫度場作用，使汽缸法蘭中分面間隙、內張口趨于0，汽缸垂直截面橢圓度至最小，動靜間隙趨于均勻。

(3)修復后中壓內缸最小安全間隙確認。全實缸情況下，通過反復交替冷、熱緊中壓內缸中分面螺栓，在不安裝端部汽封的情況下扣上中壓外缸，緊固中壓外缸法蘭中分面螺栓，進行中壓缸碰撞試驗。試驗結果:汽機端頂隙為1.25 mm，底隙為1.65 mm;發(fā)電機端頂隙為1.30 mm，底隙為1.75 mm。左右間隙與本文4.2.1節(jié)測量值相比有所增大。

軸向最小間隙在4.1節(jié)中已經測出，即轉子膨脹正方向最小間隙為5.48 mm，位于TE第2級，轉子膨脹負方向最小間隙為3.30 mm，位于GE第13級。中壓缸扣缸后，隨著汽缸的水平度、揚度更加接近運行狀態(tài)，軸向的最小間隙將會有所增加。

5 變形處理后的效果

經過反復確認數(shù)據(jù)，認為中壓缸動靜間隙可以保證機組正常運行，機組冷態(tài)下盤車檢查，聽音正常。隨后機組正常盤車、啟動，轉速為360 r/min時檢查摩擦正常，最終機組正常沖轉至3000 r/min，并網一次成功。機組負荷升至1000MW時進行全面檢查，未見任何異常，此時中壓缸排汽壓力為0.53 MPa，排汽溫度為284℃，三段抽汽壓力為2.08 MPa(溫度為460℃)，四段抽汽壓力為1.01 MPa(溫度為356℃)，各項參數(shù)正常，中壓內缸進汽口中分面無漏汽現(xiàn)象。1號機組檢修前后技術數(shù)據(jù)對比［10］如表2所示。

表2 檢修前后機組技術數(shù)據(jù)對比Tab.2 Technical data of unit before and after maintenance

由表2可以看出，機組檢修后熱耗率比修前降低了52.6 kJ/(kW·h)，高、中壓缸效率與檢修前相比基本不變，機組運行狀況與檢修前基本處于同一水平［10］。

6 結論

華能玉環(huán)電廠1號機組是我國首臺1000MW超超臨界機組，也是國內同類型機組首次進行中壓缸開缸檢修的機組，因此檢修中所獲得的經驗極具參考價值，意義深遠。通過本次檢修得出以下結論:

(1)由于上、下汽缸支承方式改變等原因造成中壓外缸變形，從而造成上、下兩半汽缸軸向錯口或中分面間隙增大的問題，可在扣缸時上半汽缸自由狀態(tài)下依靠適當緊固汽缸中分面中段法蘭螺栓的方法解決。

(2)采取反復交替冷、熱緊中壓汽缸法蘭中分面螺栓的方法，同時微量調整間隙最大處法蘭螺栓緊力，并依靠中壓缸自身的溫度場作用，可最大限度消除中壓內缸法蘭中分面間隙和汽缸內張口，使內缸垂直截面橢圓度降至最小，最終確保通流部分間隙趨于均勻，機組盤車、啟動和正常運行過程中動、靜部分不碰磨。

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