羅勇 牟春雨 謝強(qiáng) 馮義 徐曉康 孫偉

（東方電氣集團(tuán)東方汽輪機(jī)有限公司， 四川 德陽， 618000）

1 前言

汽輪機(jī)動靜部件之間的通流間隙對機(jī)組安全性及經(jīng)濟(jì)性運(yùn)行起著關(guān)鍵作用。 間隙過小可能導(dǎo)致機(jī)組運(yùn)行過程中的動靜碰摩， 嚴(yán)重時(shí)會導(dǎo)致機(jī)組停機(jī)； 間隙過大， 漏汽量增大， 機(jī)組經(jīng)濟(jì)性難以保證。 因此汽輪機(jī)通流間隙的設(shè)計(jì)應(yīng)予以重視。本文對300 MW 反動式改造汽輪機(jī)徑向通流間隙計(jì)算分析進(jìn)行了介紹。

2 某300 MW 反動式改造汽輪機(jī)結(jié)構(gòu)特點(diǎn)及葉頂漏汽損失

某300 MW 反動式汽輪機(jī)高中壓模塊如圖1所示。 靜子部件主要由高中壓外缸、 高壓內(nèi)缸、中壓內(nèi)缸、 中壓隔板套等組成， 其中高壓為I+12級， 中壓為11 級， 均為反動式結(jié)構(gòu)。

圖1 高中壓模塊

該機(jī)組動葉葉頂、 靜葉圍帶處均為錯齒汽封，如圖2 所示。 根據(jù)相關(guān)文獻(xiàn)研究， 對于300 MW的某汽輪機(jī)， 徑向通流間隙每增大0.1 mm， 其效率將下降0.11%～0.17%， 這說明漏汽損失是影響機(jī)組經(jīng)濟(jì)性的重要因素。

圖2 反動式葉片結(jié)構(gòu)

本文所列300 MW 汽輪機(jī)動葉頂部和汽封齒間留有間隙， 因前后存在壓差， 使得一部分蒸汽未做功而留到下級， 這項(xiàng)損失稱為漏汽損失。 葉頂漏汽量ΔGt為：

式中：μt為葉頂間隙流量系數(shù)；dp和lb分別為葉片直徑和高度；Ω為反動度；ν2t為級后理想狀態(tài)點(diǎn)的比體積；δt為間隙。

從式（1）可知， 葉頂徑向通流間隙與漏汽量成正比。 因此合理設(shè)計(jì)徑向通流間隙至關(guān)重要。

3 徑向通流間隙計(jì)算分析

本文所列汽輪機(jī)徑向通流間隙計(jì)算主要考慮汽輪機(jī)正常工況運(yùn)行時(shí)的動靜部件脹差值、 內(nèi)缸變形量、 動葉在離心力作用下的伸長量、 安全余量等因素。

3.1 動靜部件脹差計(jì)算

動靜部件的熱膨脹不僅僅與金屬的線膨系數(shù)和直徑尺寸有關(guān)， 還取決于金屬溫度， 一般常用式（2）方法進(jìn)行近似計(jì)算。

式中： Δd為直徑膨脹量；a為線膨脹系數(shù)；d0為初始直徑；t1、t0為穩(wěn)態(tài)運(yùn)行溫度及室溫。

根據(jù)式（2）計(jì)算得到動葉頂部與汽封齒內(nèi)孔處的膨脹差值， 見表1。

表1 徑向膨脹差值

3.2 內(nèi)缸變形量及動葉伸長量

通過有限元軟件對高壓內(nèi)缸及中壓內(nèi)缸進(jìn)行計(jì)算， 如圖3 所示， 獲得各級汽封處汽缸的機(jī)械變形量， 同時(shí)葉片受離心力作用， 其具有一定伸長量， 數(shù)據(jù)見表2。

表2 高中壓汽封處變形量及葉片伸長量

圖3 高中壓有限元計(jì)算

3.3 徑向通流間隙取值

汽輪機(jī)安裝過程中徑向通流間隙設(shè)計(jì)值δ應(yīng)滿足運(yùn)行過程中動葉頂部與汽封齒間具有較小的安全余量， 采用式（3）進(jìn)行設(shè)計(jì)， 計(jì)算出的通流間隙值見表3。

表3 安裝過程中的徑向通流間隙值表

4 結(jié)論

本文就某300 WM 反動式改造汽輪機(jī)徑向通流間隙計(jì)算做出了說明， 該方法是在確保機(jī)組運(yùn)行的安全性和經(jīng)濟(jì)性前提下考慮到了動靜部件間的熱膨脹差、 內(nèi)缸變形量、 動葉在離心力、 安全余量等因素， 其對后續(xù)相同類型汽輪機(jī)徑向通流間隙的計(jì)算具有一定參考價(jià)值。