彭國偉， 劉雄， 陳鐵寧， 袁朝興

（東方電氣集團東方汽輪機有限公司， 四川德陽， 618000）

0 前言

大型汽輪機本體結構中都需設置機組的絕對死點， 而通常絕對死點位于汽輪機的中低壓軸承箱位置。 如果機組的絕對死點設計時存在移動、穩(wěn)定性差， 機組啟動、 甩負荷停機時就會導致箱體沿軸向向前或向后傾斜， 從而引起機組的中心標高發(fā)生變化， 進而引起機組的振動增大、 動靜碰摩等事故。

1 000 MW 機組啟動或停機時中低壓軸承箱受力相對較大， 近幾年來關于中低壓軸承箱死點箱文獻報道相對較少， 因此分析中低壓軸承箱是十分必要的， 本文對軸承箱的穩(wěn)定性以及強度進行理論分析， 并通過有限元進行軟件分析闡述。

1 中低壓軸承箱穩(wěn)定性的設計難點

在汽輪機設計時受機組成本、 機組廠房、 轉(zhuǎn)子材料、 加工鍛造設備等因素的限制， 整臺機組設計不應過于長， 機組跨距不應設計過大。 為了降低生產(chǎn)成本保證汽機出力等邊界條件， 這就要求在可能的范圍內(nèi)壓縮整臺機組的通流級數(shù)， 提高動靜葉的汽道平均直徑使通流各級的焓降增大，但此方案受限于葉片材料、 結構等離心力因素的限制； 另一個可供選擇的方案是壓縮機組非通流部分的長度， 也就是壓縮軸承箱的軸向長度。 這就使軸承箱的設計受到了限制， 不得不設計軸向窄橫向長的形狀。 如采用窄長形結構用于做死點的中間軸承箱， 勢必造成該箱穩(wěn)定性較差。

雙死點結構的汽輪機在起動、 停機時， 即使滑銷系統(tǒng)正常， 沒有卡澀的情況下， 通過推拉裝置（即通常指的橫鍵）作用在中低壓軸承箱箱體上的軸向力高達60 t。 若滑銷系統(tǒng)卡澀， 高、 中壓缸脹受阻， 此時箱體受到的軸向力更大， 可高達200 t。 因此在設計中低壓軸承箱時不但要考慮軸承箱體的剛性， 而且還要考慮它的穩(wěn)定性， 以確保機組安全、 可靠運行。

2 中低壓軸承箱的受力及理論建模穩(wěn)定性分析

2.1 中低壓軸承箱的受力分析

中低壓箱受力視圖見圖1。

圖1 中低壓箱受力視圖

G 為中低壓軸承箱的自重， 作用于箱體重心。

F 為通過推拉裝置作用于中低壓軸承箱橫鍵上的推力（起動時）或拉力（停機時）。 （其中包含管道通過汽缸作用于橫鍵上的軸向力、 膨脹時汽缸等零件的重量作用在基架上產(chǎn)生的軸向摩擦力。）

W 由轉(zhuǎn)子作用于軸承上的重力 W1與中壓缸后貓爪作用在中低壓軸承箱上的壓力W2組成。 后者包括中壓缸后貓爪的荷重及管道作用力在中壓缸后貓爪上產(chǎn)生的垂直支反力。 由于均作用于軸承中心線上， 因此為計算方便設W=W1+W2。

F2為作用在死點鍵槽側面的壓力， 其大小與F 相等， 方向與 F 相反。

f1、 f2為死點鍵槽側面所受的摩擦力， 只有在箱體發(fā)生傾斜或有傾斜趨勢時產(chǎn)生。

p1、 p2為當箱體發(fā)生傾斜時壓板對箱體的壓力， 后傾時為 p1， 前傾時為 p2。

2.2 中低壓軸承箱的穩(wěn)定性分析

假設中低壓軸承箱與基架的剛性足夠大， 在上述力的作用下不會發(fā)生變形。 箱體的穩(wěn)定性很好， 沒有傾斜的趨勢， 此時： p1=0； p2=0； f1=0；f2=0。 由于F 其作用線距翻轉(zhuǎn)軸的力臂很小， 故在計算中可以忽略。 簡化后的力學模型見圖2。

圖2 中低壓箱簡化后視圖

機組啟動時中低壓軸承箱體受到向后的軸向推力F， 此時繞點B 的力矩方程為：

其中 h、 lBW、 lBG、 lBP1、 lBP2、 lBf1為 F、 W、 G、P1、 P2、 f1的力臂， 此時代入數(shù)據(jù)計算， 計算時選取 P1、 P2為螺栓允許的最大拉力。 若： MB>0 有傾斜的趨勢， 方向向后； MB<0 穩(wěn)定。

2.3 中低壓軸承箱穩(wěn)定性理論計算

以某工程中低壓軸承箱（見圖3）為例， 該軸承箱的具體結構參數(shù)為：

圖3 中低壓軸承箱

（1）中心標高 900 mm；（2）箱子結構尺寸為3 710.5 mm×3 080.0 mm×1 790.5 mm （長×寬×高）；（3）箱子總重約 24 t； （4）機組中壓轉(zhuǎn)子和低壓轉(zhuǎn)子分配在中低壓軸承箱中的重量分別為23 t 和45 t；（5）作用在中低壓軸承箱總軸向力為93 t， 作用點距離軸承箱底面為545 mm；（6）中壓外缸后部貓爪作用在軸承箱上載荷160 t。 即：

3 中低壓軸承箱的有限元分析

3.1 軸承箱強度分析

中低壓軸承箱應力計算結果見圖4。 有限元分析可知， 軸承箱整體應力水平較低， 最大應力約為70 MPa， 位于中壓外缸貓爪支撐面后側千斤頂平臺外側新增的筋板上。 軸承箱軸向定位面位置應力約為15 MPa。 地腳螺栓螺桿應力與初始預緊力相當， 基本沒有變化。 把緊螺栓應力略有變化，靠近6#支撐軸承位置的2 顆螺栓螺桿中分面略有彎曲， 應力為144~160 MPa。 基架上的軸向定位鍵平均應力約為15 MPa。 按材料屈服強度校核，中低壓間軸承箱及基架上軸向定位鍵強度均滿足設計要求。

圖4 軸承箱體應力計算

3.2 剛性分析

軸承箱變形計算結果見圖5。 軸承箱軸向定位面、 貓爪支撐面及支持軸承位置的變形對通流間隙有一定影響。 其中， 貓爪支撐面位置橫向變形±0.05 mm； 軸向變形 0.25 mm； 天地向變形-0.06~0.01 mm。 軸向定位面位置橫向變形±0.03 mm； 軸向變形為-0.11~-0.15 mm； 天地向變形約為0.05 mm。 6#支持軸承軸向變形最大約-0.03 mm， 天地向最大變形約-0.02 mm。 7#支持軸承軸向變形最大約-0.02 mm， 天地向最大變形為-0.09 mm。 考慮6#支持軸承及貓爪支撐面位置的變形， 對于徑向通流間隙的影響約為0.04 mm （上半間隙減?。?；軸承箱軸向定位面的變形對軸向通流間隙的影響約為0.15 mm。 軸承箱的變形對通流間隙的影響較小， 軸承箱結構剛性滿足設計要求。

圖5 正常工況下中低壓軸承箱變形云圖

3.3 穩(wěn)定性分析

中低壓軸承箱與基架間的張口量計算結果如圖6 所示。 由計算結果可知， 箱體靠近汽機側端部底板懸空處略有張口， 最大約為0.03 mm， 其余位置箱體與基架無張口量。 地腳螺栓應力基本沒有變化。 該軸承箱整體穩(wěn)定性良好。

圖6 中低壓間軸承箱與基架間張口量計算結果

3.4 軸承箱失穩(wěn)因素

通過上述計算、 分析， 可以很清楚地看出引起中低壓軸承箱失穩(wěn)的主要因素是作用在推拉裝置上軸向力F 以及推拉高度h 的大小。 而該力的大小與以下因素有關：

（1）機組的安裝水平， 即滑銷系統(tǒng)間隙是否保證， 各滑動面是否平整光滑， 接觸面是否要求合格， 滑塊上采用的高溫潤滑劑是否起到潤滑作用，汽缸、 轉(zhuǎn)子、 軸承的中心安裝是否一致， 運行中汽缸法蘭左右溫差是否在運行規(guī)程允許的范圍內(nèi)。

（2）管道的布置方式、 安裝方法， 是否采用冷拉技術以及柔性膨脹節(jié)。

（3）機組的本體重量以及保溫材料的重量等。

4 增加軸承箱穩(wěn)定性的措施

在中低壓軸承箱設計時， 除進行上述穩(wěn)定性分析外， 還要校核壓板以及壓板螺栓的強度， 螺栓螺紋以及基架的螺紋強度， 同時還要校核箱體的剛性。 盡可能控制上述影響軸向力F 的大小，同時考慮采取下述措施：

（1） 在滿足其他設計條件的情況下，盡可能加大中低壓軸承箱的軸向長度增加穩(wěn)定力臂， 這樣即使壓板數(shù)量、 受力大小不變的情況下也可以有效增加軸承箱的穩(wěn)定性。

（2） 降低推拉裝置作用點的位置，使其盡量靠近箱體底面， 減少翻倒力臂， 這是增加軸承箱穩(wěn)定性的一個主要措施。

（3） 增加壓板的數(shù)量，加大壓板間的距離， 使壓板盡量靠近軸承箱的前后端。 提高壓板螺栓的強度與緊力， 將普通材質(zhì)螺栓改為高強度的合金鋼螺栓， 同時加大壓板壓箱體的厚度， 并將壓板螺栓的位置盡量靠近軸承箱箱體， 這樣可以有效增加壓板的承載能力。

（4）必要時可以用低壓缸來壓中低壓軸承箱后端阻止箱體的傾斜， 也可以有效增加軸承箱體的穩(wěn)定性。