劉冠軍

(大唐華中電力試驗研究院，鄭州 450000)

0 引言

某廠#2機原為C300/235-16.7/0.343/537/537型亞臨界、一次中間再熱、單軸、兩缸兩排汽、抽汽凝汽式汽輪機，廠家編號D300P-000025ASM。該機原設(shè)計熱耗率為7 892 kJ/(kW·h)，2013年A級檢修后的修正后熱耗率為8 141.89 kJ/(kW·h)，比設(shè)計值偏高249.89 kJ/(kW·h)。為解決運行熱耗率高的問題，2015年9—11月利用檢修機會，進行了汽輪機通流部分改造。同時，配套進行了鍋爐受熱面的相關(guān)改造，將主、再熱蒸汽溫度由537 ℃提升至565 ℃。改造后型號為C320/271-16.67/0.343/565/565，廠家編號X300P-B00026AZM。

在升級改造后的運行中，高中壓缸脹差在4.4～5.01 mm之間變化，與改造前相比偏大1.7～2.3 mm，并隨負荷的變動而有較大變化，升降負荷速度受到一定的限制。

下面根據(jù)改造后汽輪機的結(jié)構(gòu)特點、安裝間隙及實際運行參數(shù)，對高中壓缸通流部分各級正脹差方向的運行間隙進行計算，分析安全裕量小的部位及高中壓缸脹差大的原因，對改造時的注意事項提出建議。

1 改造后汽輪機高中壓缸通流部分結(jié)構(gòu)特點

改造后的汽輪機高中壓缸通流部分仍采用合缸結(jié)構(gòu)，高壓缸通流部分采用整體內(nèi)缸，中壓缸通流部分設(shè)置2個隔板套，高中壓轉(zhuǎn)子為實心整鍛轉(zhuǎn)子，其主要結(jié)構(gòu)特點如下。

1.1 高中壓轉(zhuǎn)子

高中壓轉(zhuǎn)子為實心整鍛轉(zhuǎn)子，材料為30Cr1Mo1V[1]。

高壓部分包括調(diào)節(jié)級及11級壓力級，共12級葉輪(原轉(zhuǎn)子共9級)，中壓部分共8級葉輪(原轉(zhuǎn)子共7級)，推力盤位于#2軸承。

1.2 高中壓外缸

高中壓外缸材料為ZG15Cr1Mo1V[1]，高中壓外缸死點位于#2軸承座。外缸中部設(shè)有4個高壓進汽口和4個中壓進汽口，中壓進汽部分設(shè)置隔熱罩。高壓外缸下半第5/8級后各有1個抽汽口，與高壓內(nèi)缸第5/8級后環(huán)形集汽腔室相通，分別向#0高壓加熱器(以下簡稱高加)及#1高加供汽。中壓外缸下半第3/5級后各有1個抽汽口，分別向#3高加、除氧器及給水泵小汽輪機供汽。

高中壓外缸中分面法蘭等高設(shè)計，設(shè)計有螺栓自流冷卻/加熱系統(tǒng)，由內(nèi)缸定位環(huán)前引入蒸汽至螺栓孔，冷卻高溫區(qū)中分面螺栓，再由#1，#2隔板套之間的抽汽口排出。

1.3 高壓內(nèi)缸

高壓內(nèi)缸材料為ZG15Cr1Mo1[1]，內(nèi)缸外壁第2級隔板前位置設(shè)有定位環(huán)，與外缸相應(yīng)位置的凸緣配合，構(gòu)成內(nèi)缸軸向相對膨脹死點。內(nèi)缸外壁第6級處設(shè)置隔熱環(huán)，第5/8級后分別設(shè)置1個抽汽口，抽汽口內(nèi)外缸之間采用密封環(huán)結(jié)構(gòu)。

1.4 汽封

高中壓缸共有2組軸端汽封和1組過橋汽封，高壓缸后軸封采用9圈DAS汽封，中壓缸后軸封采用7圈DAS汽封。內(nèi)缸進汽端裝有過橋汽封體，裝有5列汽封圈，其中第1列汽封圈加有防旋汽封；高壓隔板汽封、中壓隔板汽封及高中壓葉頂汽封采用DAS汽封。

2 高中壓缸通流間隙計算

2.1 高中壓缸通流間隙計算方法

高中壓轉(zhuǎn)子以推力瓦為基準向機頭方向膨脹，轉(zhuǎn)子各級葉輪的移動量為該部位與推力盤間各區(qū)段膨脹量之和。高中壓外缸以#2軸承箱處死點為基準向機頭方向膨脹，并帶動安裝在其中的高壓內(nèi)缸、隔板套、汽封套等部件向機頭方向移動。各級隔板及汽封圈的移動量是高壓外缸與高壓內(nèi)缸或中壓#1，#2隔板套的膨脹量之和。

高中壓轉(zhuǎn)子材質(zhì)為30Cr1Mo1V，高中壓缸材質(zhì)為15Cr1Mo1V[1]，查《火力發(fā)電廠金屬材料手冊》[2]得到這2種材料的線性膨脹系數(shù)，其與溫度的對應(yīng)關(guān)系見表1。

將#2軸承座死點處的坐標定為0，位于死點機頭側(cè)方向的坐標為正，位于死點機尾側(cè)方向的坐標為負。運行狀態(tài)下，高中壓缸通流部分各動靜間隙的計算方法如下。

表1 15Cr1Mo1V及30Cr1Mo1V材料的線膨脹系數(shù)Tab.1 Linear expansion coefficients of 15Cr1Mo1V and 30Cr1Mo1V

2.1.1 運行狀態(tài)高中壓轉(zhuǎn)子各級坐標

推力盤

中壓8級

中壓7～1級

高壓1～12級、高壓缸后軸封1～9列

2.1.2 運行狀態(tài)高中壓隔板、高壓缸后軸封坐標

#2隔板套定位環(huán)至死點距離

中壓8～6級隔板

中壓4，5級隔板

#1隔板套定位環(huán)至死點距離

中壓3，2級隔板

中壓1級隔板

內(nèi)缸定位環(huán)至死點距離

高壓1，2級隔板

高壓3～12級隔板

#1汽封套定位環(huán)至死點距離

1列汽封圈

2，3列汽封圈

4～6列汽封圈

#2汽封套固定端至死點距離

第7列汽封圈

第8，9列汽封圈

2.1.3 正脹差方向各級軸向間隙

2.2 高中壓正脹差方向軸向間隙算例

轉(zhuǎn)動部件機頭側(cè)間隙為正脹差方向間隙，機尾側(cè)間隙為負脹差方向間隙。當高中壓缸脹差為正時，則轉(zhuǎn)動部件機頭側(cè)間隙減小、機尾側(cè)間隙增大；如高中壓缸脹差為負，則相反。

高中壓缸通流部分同級及相鄰兩級間存在多個軸向間隙，高壓部分正脹差方向間隙有I，G，G1點，負脹差方向間隙有H，A，B，C，E，F(xiàn)點；中壓部分正脹差方向間隙有A，B，C，H點，負脹差方向間隙有I，G1，G2點[1]。為確定最易碰磨的部位，從汽輪機高壓缸通流部分實際安裝數(shù)據(jù)中，選取正脹差方向軸向間隙最小的點進行計算。

以電負荷189.9 MW、供熱流量325.2 t/h工況的實測各監(jiān)視段參數(shù)、缸溫等數(shù)據(jù)為基礎(chǔ)，對高中壓缸通流部分各部位正脹差方向安裝間隙最小點的運行間隙進行計算。該工況實測高中壓缸脹差為4.8 mm，高中壓缸通流部分各部位正脹差方向安裝間隙最小點的運行間隙計算結(jié)果見表2。

表2 高中壓缸通流部分各部位正脹差方向安裝間隙最小點的運行間隙計算結(jié)果[3]Tab.2 Calculation results of the running clearance at the minimum installation clearance point in positive expansion difference of various sections of HP/IP cylinders flow passage[3] mm

續(xù)表 mm

從高中壓缸通流部分各部位正脹差方向運行間隙的計算結(jié)果可以看出：安全裕量較小的部位有高壓1級轉(zhuǎn)子與隔板汽封G1點、高壓2級轉(zhuǎn)子與隔板汽封G1點、高壓5級葉輪與高壓6級隔板G點、高壓缸后軸封1～9列轉(zhuǎn)子城墻齒與汽封高齒G1點等處，當高中壓缸脹差為4.85 mm時，正脹差方向最小運行間隙在高壓5級葉輪與高壓6級隔板G點處，為2.64 mm。

3 脹差大原因分析

3.1 改造后進汽參數(shù)升高，轉(zhuǎn)子膨脹量增加

汽輪機通流部分改造時，配套進行了鍋爐受熱面的相關(guān)改造，將主、再熱蒸汽溫度由537 ℃提升至565 ℃。由于進汽溫度提高，高中壓缸通流部分各級的溫度也隨之升高(改造前后額定工況各監(jiān)視段溫度的對比見表3)，各級溫度升高使轉(zhuǎn)子的膨脹量較改造前增大。

3.2 改造后外缸溫度降低

通流部分改造后，改進高壓進汽插管結(jié)構(gòu)、改進○段及一段抽汽密封結(jié)構(gòu)、中壓進汽部分安裝隔熱罩。以上改進措施有效減少了缸內(nèi)高溫蒸汽的泄漏，提高了通流效率。由于高溫蒸汽泄漏量減少，外缸溫度降低、內(nèi)外缸溫差增大、外缸與轉(zhuǎn)子溫差增大，進而引起脹差增大。

表3 改造前后高中壓缸通流部分各監(jiān)視段溫度對比Tab.3 Temperature comparison between each monitoring section of HP/IP cylinders flow passage before and after transformation ℃

3.3 外缸螺栓自流冷卻/加熱系統(tǒng)，降低了高中壓外缸中分面法蘭溫度

高中壓外缸中分面法蘭采用等高設(shè)計，并設(shè)置螺栓自流冷卻/加熱系統(tǒng)。該系統(tǒng)從高壓內(nèi)缸定位環(huán)之前的區(qū)域引入蒸汽至螺栓孔，運行時冷卻高溫區(qū)中分面螺栓，再由#1，#2隔板套之間的抽汽口排出。由于溫度相對較低的高壓缸排汽蒸汽冷卻了高中壓外缸中部溫度最高部位中分面法蘭，使改造后中分面法蘭溫度降低較多，是影響高中壓外缸膨脹量的一個重要因素。與未改造的#1汽輪機相同工況高中壓外缸法蘭溫度相比，偏低26.6～76.2 ℃；#1，#2汽輪機汽缸金屬溫度對比見表4。

表4 #1，#2汽輪機汽缸金屬溫度對比Tab.4 Cylinder metal temperature comparison between No.1 and No.2 turbine ℃

4 結(jié)論及建議

(1)由高中壓缸通流部分軸向間隙運行值的計算結(jié)果可知：高壓第1/2級G1點、高壓第5級葉輪與高壓第6級隔板G點、高壓后軸封1～9列G1點等處的安全裕量較小。

(2)通過采取改進高壓進汽插管密封結(jié)構(gòu)、中壓進汽部分安裝隔熱罩、設(shè)置外缸螺栓自流冷卻/加熱系統(tǒng)等技術(shù)措施，減小了高溫蒸汽泄漏，提高了運行經(jīng)濟性，但也降低了高中壓外缸的金屬溫度，使外缸膨脹量減小；同時，進汽參數(shù)提高，使轉(zhuǎn)子膨脹量增加，造成改造后高中壓缸正脹差增加很多。

(3)改造時采用了多級數(shù)小焓降技術(shù)，高壓缸通流部分共增加了4級，并增加了○段抽汽室；在汽輪機基礎(chǔ)不能變動的情況下，勢必會造成汽輪機動靜部件的安裝間隙較改造前有所減小。間隙減小與脹差增大兩個因素疊加，使汽輪機適應(yīng)負荷變動的能力變差。因此，設(shè)計時應(yīng)統(tǒng)籌考慮，兼顧經(jīng)濟性與負荷適應(yīng)能力，通流間隙應(yīng)留有更大的安全裕量。

(4)從改造后#2機組幾次停機的情況看：轉(zhuǎn)速到零后高中壓缸正脹差增加了1.20～1.80 mm；停機時進汽參數(shù)越高，正脹差增加值越大，即泊松效應(yīng)引起的轉(zhuǎn)子伸長量越大。制造廠在確定脹差跳機值時(設(shè)計為+7.00 mm)，考慮的泊松效應(yīng)引起的轉(zhuǎn)子伸長量偏小(高壓后軸封第9列處為0.761 mm)。如按照實際的轉(zhuǎn)子伸長量，當高中壓缸正脹差達到7.00 mm跳機時，高壓缸后軸封1～9列G1點、高壓第5級葉輪與高壓第6級隔板G點等處出現(xiàn)碰磨的可能性很大。因此，應(yīng)對高中壓缸正脹差報警值和跳機值進行完善，予以適當降低。