某300 MW机组供热改造轴向推力计算模型

管伟诗， 梁志伟， 党丽丽

（1.哈尔滨电气集团 电站服务事业部，哈尔滨150028；2.哈尔滨汽轮机厂有限责任公司，哈尔滨150046）

0 引言

随着我国经济的迅速发展，工业及民用电负荷的不断增长。用电结构发生了巨大变化，电网的峰值差距也越来越大。特别是近些年来，由于风电、光电等新能源机组涌入电网运行，为适应电网负荷的变化，300 MW等级煤电机组参与调峰运行及供热改造成为不可避免的事实。这些机组的原始设计是在纯凝工况下运行，不具备抽汽供热的能力。实施供热改造后，汽轮机通流部分个别级数承受压力的改变，会对汽轮机转子的推力产生较大的影响。由于不同汽轮机选用的推力轴承的结构形式不同，所能承受的推力极限大小亦不相同。因此，在实施供热改造前，不对汽轮机在供热各工况下的推力进行详细的核算，而盲目地增加供热设施会导致机组运行时推力过大。由此产生的后果轻则会导致汽轮机运行时跳机，重则会导致推力瓦严重磨损、汽轮机振动加剧及通流内件严重损坏等恶性事故。

可见，在汽轮机实施供热改造前对转子的轴向推力进行详实的核算是非常必要的。通过核算，采取必要的措施，来调整汽轮机通流内部分结构（如改变汽轮机转子平衡环的尺寸等），使机组在供热工况下运行时的汽轮机转子推力值在原始推力轴承允许的范围内，以此来保障机组安全运行。

1 原机组租的主要结构形式及供热改造方案

国内某电厂的300 MW机组，由于近些年电网对其电负荷的限制，机组长期处于50%左右的负荷运行，机组的经济性较差。为改变电厂运营的亏本现状并实现盈利，结合附近工业园区对热负荷的需求，拟对机组实施供热改造。机组改造前的型式为：亚临界、一次中间再热、单轴、三缸、双排汽、冲动凝汽式汽轮机。机组结构布置示意图如图1所示。

图1 300 MW机组结构示意图

机组改造后，主蒸汽参数不变，回热级数不变，附属系统不变，阀门及轴承跨距不变。改造更换的部件主要有高压内缸、高压转子、高压部分汽封、中压外缸、中压内缸、中压转子、回转隔板、中压末三级隔板（冲动式）及高中压转子的全部支持轴承。

改造前机组通流部分为冲动式设计，高压通流部分为I+11级（即1个调节级+11个压力级），中压部分由12个压力级组成，低压部分为2×5个压力级组成。通流静叶隔板全部采用焊接结构。改造后，为彻底解决原机组高、中压缸效率低，无法满足设计要求等问题。优化了机组通流内件的制造工艺，采用小焓降、多级数、预扭装配式隔板设计制造技术。改造后高压部分为I+14级，增加了3级；中压部分为9+I+3级（中压前9级采用反动式设计，I为回转隔板所对应的级别，回转隔板后3级是冲动级）；低压部分仍采用2×5的压力级形式。通过上述改造方案的实施，中压部分原设计不具备回转隔板，增加回转隔板后，机组具备了抽汽供热能力，同时更换中压外缸，在适当的位置增设供热抽汽口。改造后机组在最大工况的供热量为340 t/h，额定工况的供热量为300 t/h。

由于改造后除了中压末四级之外，其余的压力级均采用反动式设计。因此对中压部分在抽汽工况下的推力进行了详细的核算。特别是机组在各抽汽工况推力的变化，都需要进行详细的核算，以满足机组安全运行的要求。

2 机组改造后的推力计算数学模型

在汽轮机工作时,由于各级的压力不同,沿着汽流方向，在转子上产生轴向力,为了保证汽轮机安全运行，必须对转子每一段进行轴向力的计算，确定总推力的大小和方向及供热工况下推力的大小和方向。原机组的设计是高中压分缸结构，在机组改为反动式的结构后，也要遵循机组的推力由各汽缸“自平衡”形式。即各汽缸通流部分的推力，由各汽缸平衡鼓产生的推力平衡去除的原则，亦即高压缸通过高压平衡环平衡高压通流产生的轴向推力；中压缸通过中压平衡环平衡中压通流部分产生的推力；低压缸为中部进汽，双分流对称结构，所产生的推力通过左右侧自平衡，推力值为“0”。最后，高压缸的推力与中压缸的推力值叠加后，即为机组的总推力，作用在机组的推力轴承上。

2.1 机组轴向推力组成部分

机组运行时，由于转子各段压力不同，会产生以下轴向推力：

1）作用在动叶片上的轴向力为[1]

Pd=（G/g）（c1sin α1－c2sin α2）＋πDpaLa（P1d－P2d）。

式中：Dpa为动叶平均直径；La为动叶高度；P1d为动叶前压力；P2d为动叶后压力。

考虑到透平级轴向分速相差不大（c1sin α1≈c2sin α2），所以作用在动叶上的轴向分力可忽略不计。对热降不大的级，动叶两侧压力差可通过全压差及反动度表示为P1d－P2d≈ρpi（P1－P2d）。

故上式可近似表示为

Pd=πDpaLaρpi（P1d－P2d）。

式中：ρpi为动叶平均直径处的反动度；P1为级前压力。

2）叶轮两侧静压差引起的推力为

PL＝ΔFL（P1L－P2d）＝ΔFL（P1－P2d）ρL。

式中：ΔFL为叶轮轮面的投影面积；ρL为叶轮的反动度。

3）由于级间轮毂直径差异引起的轴向力为

Pg＝P1ΔFg。

式中：ΔFg为轮毂直径差造成的面积差。

4）其他存在直径差异和压差不同的地方，如高压缸平衡鼓、中压缸平衡鼓。

高压平衡鼓、中压平衡鼓、低压平衡鼓、汽缸前后轴封直径和压力不同时有：

式中：Fz为面积；ΔP为压差。

总的轴向力Pz＝Pa＋PL＋Pg+Pz。

2.2 机组轴向推力计算方法

核算机组轴向推力计算采用“至转子面法”，在计算时，设定进汽与排汽直径不影响推力；所谓 “至转子面法”，即在通流内部做功的蒸汽，由于压力的不同，对转子的各个端面所产生的推力亦不相同，通过不同面积上所产生“正负”推力的迭代计算得到在转子上产生的总的推力，其计算的模型如图2所示。

转子推力[2]：

图2 转子推力示意图

在通流部分中各级采用以上计算方法，因此作用在动叶片上的轴向力、叶轮两侧静压差引起推力、由于级间轮毂直径差异引起轴向力、其他存在直径差异和压差不同的地方（如高压缸平衡鼓、中压缸平衡鼓），上述对转子产生的力都采用此计算方法，以使计算方法一致，结果正确。上述计算方法，首先需要对汽轮机结构进行详细的分析建模。数学模型必须保证真实地反映机组的通流内部结构，并将上述计算方法和模型进行编程计算，在此不做赘述。

本次改造，在计算推力时将高中压缸前后汽封直径调整一致，高中压缸前后轴封推力相抵消。高压缸采取单向通流，需增设高压平衡鼓来平衡高压部分推力；中压缸同样采取单向通流，旋转隔板前通流为反动式，旋转隔板后通流为冲动式，设置两段中压平衡鼓，中压第一段平衡鼓产生的推力平衡中压反动级推力（旋转隔板前），中压第二段平衡鼓产生的推力平衡中压冲动级推力（旋转隔板后）；低压缸为对称布置，推力自平衡，不需要计算。表1是本机组轴向推力计算项目；图3为高压缸平衡鼓示意图，图4为中压缸两段平衡鼓示意图。

2.3 机组轴向推力计算结果

本项目通过对机组通流细化计算，调整各段平衡鼓直径，计算各不同工况下的热力参数，放入推力计算程序后得出如图5所示的推力计算结果。

由图5结果可以看出，机组在40%以上负荷稳定运行时推力变化均匀，推力大小在±10 t以内，旋转隔板调整抽汽时，由于旋转隔板前后各段的推力由各自的平衡鼓推力进行平衡，通过将各汽缸推力计算的结果进行叠加，得出整机的推力也可以满足机组原推力轴承设计的±19 t安全运行要求。

表1 本机组轴向推力计算项目

图3 高压缸平衡鼓示意图

图4 中压缸两段平衡鼓示意图

3 结论

图5 机组轴向推力计算结果

汽轮机供热改造是一项系统而且复杂的工程。需要对汽轮机本体通流部分的热能分配做详细的核算，改造后还必须对机组的安全性进行详细论证。此外，由于热能的重新分配，改造后还需要对附属系统的影响做相应的核算，在此不做详细论述。由于本次改造的原机组为冲动式设计，在冲动式机组转子的叶轮上有相应的平衡孔，使得机组在运行时每级叶轮上的推力较小，即原机组转子推力较小。在本次改造后，为提高通流部分的效率，增加了通流的级数，并且采用了反动式的通流设计理念。由于改造前后汽轮机设计原理的改变，为避免机组运行后所带来的不必要的运行隐患，对汽轮机转子所承受推力的核算是安全校核的重中之重，并将安全校核的结果用于指导汽轮机通流部件的结构设计修改。