發電用汽輪機配汽方式改造與試驗

冷 駿，陳 穎，高怡秋，靳 軍

(1.海軍駐上海第七○四研究所軍代表室，上海 200031;2.海裝上海局，上海 200083;3.中國船舶重工集團公司第七○四研究所，上海 200031)

0 引言

汽輪機葉片在工作狀態中承受著汽流力與離心拉應力，除此之外，還將受到因汽流不均勻產生的激振力的作用。同壓力級相比，調節級在部分進汽時，由于承擔更大的焓降及部分進汽激振力的作用，葉片工作條件更加惡劣［1］。在部分進汽狀態下，動葉將承受比全周進汽時大2～5倍的非定常力［2］。同時部分進汽激振力的不平衡擾動作用將對機組的振動特性產生一定的影響，如對軸承瓦溫、瓦振和轉子軸心位置的影響［3］。調節級動葉的動應力與靜態下的汽流彎應力直接相關，因此在設計時，葉片的振動特性及調節級在部分進汽時的彎應力是葉片強度振動計算的主要問題。

本次研究對象為船舶發電用汽輪機，通流部分由調節級和壓力級組成，其中調節級采用了大焓降的雙列復速級結構。在對汽輪機葉片強度的核算中，發現在部分負荷下，復速級第二列動葉所承受的汽流彎應力偏大，使機組存在一定的安全隱患。

根據汽輪機的實際結構特點，結合不同配汽方式的工作特性，提出了對該汽輪機的改造方案。通過對配汽方式的改造，實現動葉汽流彎應力的降低，以排除安全隱患，提高產品使用壽命。

1 配汽方式對汽流彎應力的影響

1.1 汽輪機配汽方式

汽輪機的配汽機構用于改變蒸汽流量或同時改變蒸汽流量以及焓降以改變汽輪機的輸出功率，實現負荷的變化。常用的配汽方式主要包括噴嘴配汽和節流配汽。

噴嘴配汽方式時，調節級分為若干個噴嘴組，通過改變噴嘴組的數量實現蒸汽流量以及負荷的變化。在負荷很小時，只有一個調節閥開啟，此時只有第一噴嘴組進汽，部分進汽度最小;當負荷增大時，第二調節閥開啟，第二噴嘴組開始進汽，部分進汽度增大，以此類推。噴嘴配汽在部分負荷時的節流損失較少，效率更高。對于噴嘴配汽，在初參數保持不變，負荷發生改變時，壓力級前的壓力會隨著負荷的減小而降低，使調節級的焓降有所增大。

節流配汽是通過節流閥開度的變化使蒸汽流量和參數同時發生改變。在部分負荷時，由于蒸汽受到節流，使汽輪機的理想焓降減小，因此效率較低。圖1為采用節流調節改變汽輪機流量時，調節級和整個汽輪機壓力降的變化，在節流調節時整個汽輪機的壓力降隨流量而減小，因此汽輪機的總焓降也減小。

圖1 節流調節時汽輪機的壓力和流量Fig.1 Pressure and flux of turbine under throttle governing

節流配汽方式時，調節級的通流面積 (即噴嘴數量)維持恒定，因此調節級的初壓和終壓均與蒸汽流量成正比例關系變化。此時調節級如同一個中間級，各個工況下的焓降均保持不變，而調節汽閥則類似于一個效率為0的調節級。

1.2 汽流彎應力的影響因素

對于動葉而言，由于彎矩作用產生的彎曲應力按下式計算:

式中:M為彎矩，M=Pl/2，P為汽流力，l為動葉高度;W為抗彎斷面模數。

在已知動葉高度和抗彎斷面模數時，彎應力由汽流力的大小決定。

動葉所受汽流力包括周向力和軸向力，汽流作用在每個葉片上的周向力為

式中:G為蒸汽流量;z為級的動葉片數量;ε為部分進汽度;C1u和C2u為噴嘴和動葉出口處汽流周向絕對速度，如圖2所示;Δhu為動葉的輪周焓降;u為級的圓周速度。

軸向力為

式中:G為蒸汽流量;z為級的動葉片數量;ε為部分進汽度;C1a和C2a為噴嘴和動葉出口處汽流軸向絕對速度，如圖2所示;Δp為動葉前后的汽流壓差;t為葉片的節距;l為葉片的高度。

則作用在葉片上的汽流力為

圖2 速度三角形Fig.2 Velocity triangle

對于雙列調節級而言，動葉的反動度取值較小，葉片前后的軸向速度和壓差對汽流力的影響不大。因此汽流力的主要決定因素為蒸汽流量、焓降和部分進汽度，對于單組噴嘴，取決于蒸汽流量與焓降的乘積，即輪周功。

1.3 配汽方式對汽流彎應力的影響

對于凝汽式汽輪機，在負荷改變時調節級與壓力級的焓降分配將發生變化。對于噴嘴配汽，負荷越低，調節級焓降越大;而對于節流配汽，由于節流閥的作用，調節級的焓降不隨負荷的變化而改變。另一方面，在低負荷工況時，節流配汽由于投入工作的噴嘴組數量大于噴嘴配汽，在二者總流量相等時，節流配汽下單組噴嘴通過的流量則更小。

動葉汽流力決定于動葉的輪周功，即流量與焓降的乘積，因此調節級流量以及焓降的變化會直接導致動葉所受汽流力的改變。當流量與焓降均減小時，節流配汽下的動葉汽流力將相應降低。根據相關文獻資料噴嘴配汽下的調節級在惡劣工況時，動葉所受應力約為節流配汽的6～10倍。

2 配汽方式的改造

汽輪機采用噴嘴配汽方式，如圖3所示，配汽機構為提板式結構，調節汽閥共分為5組，沿水平方向左右依次分布，每組閥對應一組噴嘴。

圖3 配汽機構與汽缸示意圖Fig.3 Steam distribution and cylinder

根據汽流彎應力的計算結果，結合機組實際使用工況，決定采用3組噴嘴聯通的方案，汽缸的改造方案如圖4所示，打通相鄰的兩排隔板，將3組噴嘴聯通，使來自第1組調節汽閥的汽流可同時進入I，II，III組噴嘴。

圖4 汽缸改造方案示意圖Fig.4 Change scheme of cylinder

根據蒸汽初始參數、調節閥型線以及噴嘴幾何參數，可得到調節閥組的流量升程特性曲線［5－6］。在不改變調節汽閥型線，僅將3組噴嘴聯通的情況下，流量特性曲線如圖5所示。由于調節閥重疊度不夠，使得在前3組調節汽閥達到臨界流量時，第4組調節汽閥仍未能開啟，因此出現了流量特性曲率的波動。

圖5 三組噴嘴聯通后的流量特性Fig.5 Flux characteristic under first three control valves get through

為使流量特性滿足調節要求，需對調節汽閥做出相應調整，改進方案如下:

方案1:減小第4組和第5組閥的重疊度，即曲線 ［0.8，1］段前移至X/X0=0.6處，但該方案會使整個調節汽閥以及油動機的總行程減小，同時增加特性曲線的斜率，使機組的穩態調速率減小，不利于機組的調節與并網的穩定性。

方案2:改變前3組閥的型線，維持第4組和第5組閥重疊度不變，即降低曲線 ［0，0.6］段的斜率，該方案需要對前3組調節閥的型線進行重新設計以保證流量特性曲線與原型基本相似。

根據上述分析，最終選取方案2作為改進方案。通過計算不同型線的調節閥，得到最佳方案。如圖6所示，相比原閥型線，新調節汽閥的閥錐角度相應減小，長度有所增加。

圖6 調節汽閥的改進Fig.6 Improvement of control valves

根據新閥型線，對新調節閥的流量特性進行了重新計算，如圖7所示。新型線與原型線相比，在［0，0.5］段內降低了曲線的斜率，而在 ［0.5，0.8］段內有所增加，以滿足第4組和第5組閥的重疊度要求，即在第4組和第5組閥不變的情況下，使前3組閥流量特性與后2組閥流量特性曲率相同，避免在第4組閥開啟時流量特性出現大幅度的波動，由圖可以看出，調節閥組在第4組閥開啟時曲線光滑連續，無明顯拐點。

圖7 改進后的調節汽閥流量特性Fig.7 Flux characteristic after improved

3 試驗

3.1 調節汽閥的流量特性

在完成配汽方式的改造后進行了調節汽閥的流量特性試驗，在汽輪機達到額定轉速后對不同負荷下的蒸汽流量進行了測定，每增加10%負荷進行一次數據采集。圖8分別為調節汽閥流量特性、噴嘴前壓力的計算值與試驗值對比。

在設計過程中，調節汽閥的計算采用飽和蒸汽為工質;而在汽輪機的實際試驗中，所用“飽和蒸汽”是通過對過熱蒸汽減溫減壓后得到的，因此存在一定的過熱度，而過熱蒸汽與飽和蒸汽在計算上存在一定的差別，例如蒸汽比熱比、噴嘴流量系數等，這使得試驗結果與理論計算值產生了一定的偏差。

在對蒸汽參數過熱度加以考慮后，得到了修正后的調節汽閥流量特性、噴嘴前壓力，如圖9所示。從圖中可以看出，通過參數的修正，計算值與試驗值的吻合度非常好;在第4組閥開啟時，即X/X0≈0.8時，沒有出現流量特性的波動。

圖8 計算值與試驗值對比Fig.8 Compared with calculated and experimental

試驗結果表明，調節汽閥的計算方法合理得當，計算結果真實可靠，從工程設計的角度而言已經具備了相當的精度。

圖9 計算值與試驗修正值對比Fig.9 Compared with calculated and experimental corrected

圖10為改造前后流量特性的試驗值對比，與計算結果相同，改造后的流量特性在 ［0，0.5］段曲線的斜率小于原噴嘴配汽的特性曲線，在達到額定負荷時，二者升程與汽耗量基本相同。

圖10 改造前后流量特性對比Fig.10 Compared with flux characteristic before and after improved

3.2 配汽方式對調速系統的影響

為考查配汽方式對汽輪機調速系統性能的影響，掌握改造后汽輪機的調速控制性能，分別對改造前后汽輪機的穩態調速率、轉速波動率等性能參數進行了試驗研究。

1)穩態調速率

在穩定工況下，汽輪機的功率由滿載到空載時，其轉速的改變量Δn與額定轉速n0之比的百分數稱之為穩態調速率，即

表1 改造前后汽輪機穩態調速率Tab.1 The stable speed regulating before and after improved

改造前后汽輪機穩態調速率如表1所示。可以看出，改造后的穩定調速率略有減小，這是由于采用了節流配汽方式之后流量特性曲線在［0，0.4］段升程內斜率較低 (如圖7所示)，因此在空載工況下

而在滿載工況下

對于液壓式調速器，不同轉速對應不同信號油壓，因此對應不同的錯油門平衡位置，而錯油門平衡位置與油動機行程，即調節汽閥升程成線性關系。因此，調節汽閥由空載至滿載的總升程可影響到汽輪機的穩態調速率:總升程越大，穩態調速率約大，反之亦然。因此，由于改造后總升程的減少，使穩態調速率也相應減小。

2)轉速波動率

改造前后汽輪機轉速波動率見圖11所示，從圖中可以看出，不同負荷下的轉速波動率沒有發生明顯的變化，均滿足設計要求 (≤0.3%)。

圖11 改造前后不同負荷的轉速波動率Fig.11 Speed fluctuation rate under different loads before and after improved

從試驗結果來看，改造后汽輪機的調速性能穩定、可靠，各項性能指標變化較小，說明配汽方式的改變沒有對汽輪機調速特性造成明顯的影響。

4 結語

1)調節級動葉汽流力決定于蒸汽流量與焓降的乘積。相比噴嘴配汽，采用節流配汽方式可大幅降低動葉的汽流力;

2)針對發電用汽輪機汽流彎應力偏大的問題，提出了配汽方式的改造方案;

3)通過合理的設計與準確的計算，使改造后的前3組汽閥與后2組未改造的汽閥良好的結合，整個閥組的流量特性曲線光滑連續，無明顯拐點，能滿足調速系統的設計要求;

4)調節汽閥的計算結果真實可信，噴嘴前壓力、不同升程下的蒸汽流量等參數與試驗值具有較高的一致性;

5)改造后的配汽方式不會對調速器穩定性以及調速性能造成過大影響，汽輪機調速控制系統滿足設計要求。

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