張 雪

(哈爾濱汽輪機廠有限責(zé)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(shè)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(shè)需求，本文闡述了聯(lián)合循環(huán)汽輪機整體結(jié)構(gòu)設(shè)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(jié)構(gòu)緊湊，布置空間小，減少了工程投資。

1 整體結(jié)構(gòu)設(shè)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(shè)計研制的高壓、沖動、雙抽凝汽式軸向排汽汽輪機，汽輪機設(shè)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(cè)［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(shù)參數(shù)

機組的技術(shù)參數(shù)需要根據(jù)機組的功率、運行方式、當(dāng)?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(shù)參數(shù)如表1所示。

1.2 汽輪機基本結(jié)構(gòu)

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

圖2 機組縱剖面圖Fig.2 Unit vertical profile

汽輪機設(shè)有兩段抽汽，第1段抽汽為不可調(diào)整抽汽，第2段抽汽為可調(diào)整抽汽，由抽汽調(diào)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(jié)構(gòu)，選用優(yōu)質(zhì)耐熱合金鋼15Cr2Mo1，與低壓缸采用垂直中分面連接，能夠適應(yīng)機組快速啟動的需要。低壓缸采用鋼板焊接結(jié)構(gòu)，設(shè)計為多層汽缸，內(nèi)設(shè)有后軸承箱，后軸承箱內(nèi)設(shè)有支撐軸承，采用撓性支架支撐在汽輪機基礎(chǔ)上，與凝汽器采用撓性連接，兩者之間設(shè)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(chǔ)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(zhuǎn)子和發(fā)電機轉(zhuǎn)子組成。汽機轉(zhuǎn)子和發(fā)電機轉(zhuǎn)子之間設(shè)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(zhuǎn)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(shè)計為平通道，中低壓部分汽流通道設(shè)計為斜通道，機組共設(shè)計15級。

2 汽輪機軸向排汽及抽汽控制解決方案

2.1 設(shè)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(shè)計成多層結(jié)構(gòu)，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(jié)構(gòu)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(shè)有汽封體，排汽導(dǎo)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(shè)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(guān)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(cè)是軸向排汽缸低壓缸軸向位移云圖，右側(cè)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(cè)壁，低壓缸上半部沒有軸承座等支撐結(jié)構(gòu)，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(jié)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(yīng)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(shè)計成機翼的流線型結(jié)構(gòu)，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(shè)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(shè)周期。同時，汽輪機排汽避免了縱向轉(zhuǎn)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(zhuǎn)子跨距。該汽輪機軸承箱設(shè)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(shè)計采用多層結(jié)構(gòu)設(shè)計，內(nèi)部汽道光順，有良好的氣動性能。

2.2 抽汽調(diào)節(jié)機構(gòu)采用新型抽汽調(diào)節(jié)閥

原抽汽機組通常采用旋轉(zhuǎn)隔板、提板閥、雙座閥作為抽汽調(diào)節(jié)機構(gòu)。旋轉(zhuǎn)隔板結(jié)構(gòu)受抽汽參數(shù)限制，高參數(shù)抽汽會使旋轉(zhuǎn)隔板卡澀。提板閥由于自身結(jié)構(gòu)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(diào)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(diào)節(jié)閥采用單座式，調(diào)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(diào)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(diào)節(jié)汽輪機抽汽量。機組的每個抽汽調(diào)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(diào)節(jié)閥上方，與抽汽調(diào)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(jié)構(gòu)，避免了雙座閥的氣流沖擊損失和占用空間以及旋轉(zhuǎn)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(diào)節(jié)控制。經(jīng)現(xiàn)場實際運行驗證，新型抽汽調(diào)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(chǔ)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(shè)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(cè)為撓性支架軸向位移云圖，右側(cè)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(jié)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(shè)計

在汽輪機通流部分采用全三維氣動、熱力設(shè)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(jié)構(gòu)。高中壓通流設(shè)計按最大抽汽工況設(shè)計，低壓通流設(shè)計按最小抽汽工況設(shè)計，以適應(yīng)汽輪機抽汽運行需求。

2.5 設(shè)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(shè)計軟件進行氣動優(yōu)化設(shè)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(yīng)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(zhuǎn)子采用新型材料

汽輪機轉(zhuǎn)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(zhuǎn)子材料，其高壓側(cè)高溫性能相當(dāng)于30Cr1Mo1V。低壓側(cè)的屈服強度Rp0.2≥735 N/mm2，F(xiàn)ATT50≤20℃。同一種轉(zhuǎn)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(jié)論

1)采用本文設(shè)計的雙抽軸向排汽聯(lián)合循環(huán)汽輪機，非調(diào)整抽汽量最大可達到100 t/h，調(diào)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(jié)構(gòu)緊湊，布置空間小，可以減少廠房空間，縮短工程的準(zhǔn)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(jié)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.

［2］ 張軍.燃氣－蒸汽聯(lián)合循環(huán)機組布置方案研究［J］.華電技術(shù)，2009，31(8):26 －30.ZHANG Jun.Research on the layout of gas－steam combined cycle turbines［J］.Huadian Technology，2009，31(8):26 －30.

［3］ 曾祥耙.燃氣－蒸汽聯(lián)合循環(huán)汽輪機參數(shù)的匹配［J］.熱能動力工程，1998，13(78):462－464.ZENG Xiangpa.Parameters matching of gas－steam combined cycle turbines［J］.Journal of Engineering for Thermal Energy and Power，1998，13(78):462 －464.

［4］ 葉東平，李殿成，王富美，等.聯(lián)合循環(huán)中的汽輪機［J］.上海汽輪機，2001(1):23－30.YE Dongping，LI Diancheng，WANG Fumei，et al.Steam turbine for combined cycle［J］.Shanghai Turbine，2001(1):23 －30.

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