六橫1 000 MW超超臨界汽輪機優化設計技術

徐瓊鷹，高展羽

(東方汽輪機有限公司，四川德陽，618000)

六橫1 000 MW超超臨界汽輪機優化設計技術

徐瓊鷹，高展羽

(東方汽輪機有限公司，四川德陽，618000)

文章詳細分析、介紹了六橫1 000 MW超超臨界汽輪機本體結構的優化設計技術及關鍵部套的設計與研究，對促進我國火力發電技術進步具有現實意義，對更高參數的超超臨界汽輪機的設計研發具有可借鑒的技術知識。

1 000 MW超超臨界，汽輪機，結構，優化設計

1 前言

隨著國內外火電機組日趨飽和，火電機組建設爆發式增長的結束，不斷變化的國際國內市場形勢對各汽輪機生產制造廠家提出了更高的要求。為了邁進更廣闊的汽輪機市場，進一步提升產品的競爭力，打開1 000 MW超超臨界汽輪機高端市場的大門，公司利用六橫2×1 000 MW項目的機會，特投入大量人力、物力、財力，自主研發并制造了公司首臺1 000 MW超超臨界汽輪機優化型機組。該機組在公司編制的型號為N1000-25/ 600/600型超超臨界、一次中間再熱、四缸四排汽、單軸、凝汽式汽輪機組。

本項目從2012年2月開始立項自主研發，2013年2月完成優化設計，2013年10月公司內生產完工，1號機組于2014年7月10日成功投入商業運行，2號機組于2014年9月17日成功投入商業運行，至今運行效果優良。

2 主要技術內容

本項目除了采用先進通流技術，保證汽輪機具有較高的經濟性外，還需要合理確定總體設計方案，以保證機組安全運行。

機組縱剖面圖如圖1所示。

圖1 N1000-25/600/600型汽輪機縱剖面圖

2.1 技術規范

技術規范主要是從滿足市場和用戶需求，結合制造廠設計、制造和運行經驗以及市場前景來制定的，以達到既滿足市場需求，又促進技術水平提高、增加產品競爭力的目的，本項目1 000 MW等級主要技術規范如下：

（1）型號：N1000-25/600/600型

（2）型式：超超臨界、一次中間再熱、四缸四排汽、單軸、凝汽式汽輪

（3）額定功率：1 030 MW

（4）最大功率：1 108 MW

（5）主蒸汽壓力：25 MPa

（6）主蒸汽溫度：600℃

（7）再熱蒸汽壓力：4.184 MPa

（8）再熱蒸汽溫度：600℃

（9）額定主蒸汽流量：2 813.5 t/h

最大主蒸汽流量：3 048 t/h

（10）回熱段數：8段

3高加+1除氧+4低加

（11）背壓：4.7 kPa

（12）末級動葉片：1 200 mm

（13）通流級數：共44級

高壓缸 10級

中壓缸 2×7級

低壓缸 2×2×5級

2.2 結構優化設計技術內容

該項目在結構上做了重大改進，通過采取以下措施提高機組效率，保證機組的經濟性與可靠性。機組整體外形如圖2所示。

圖2 六橫項目機組整體外形圖

（1）由噴嘴配汽改為節流配汽，采用上、下切向進汽，取消調節級，減少部分進汽損失、降低進汽壓損，提高機組經濟性；

（2）采用先進的通流設計理念，全新優化設計高、中、低壓通流，全新設計高、中、低壓內外缸結構；

（3）對高、中壓缸進汽口，中、低壓缸排汽口進行優化設計；

（4）調整中低壓間的分缸壓力，由1.0 MPa降低到0.65 MPa；

（5）低壓模塊采用1 200 mm末級葉片低壓模塊；

（6）高壓內缸增設隔熱層結構；

（7）全新優化設計高壓主汽調節閥；

（8）采用先進的汽封結構；

（9）采用先進的密封結構；

（10）研究分析高壓內外缸和高壓主汽調節閥應力水平及密封性、低壓外缸的應力及變形等情況。

3 關鍵部套設計及研究

3.1 高壓模塊設計

高壓通流逆流布置，由10個壓力級組成。高壓部分共有兩級回熱抽汽，第1段抽汽口布置在高壓第7級后的汽缸上，第2段抽汽布置在再熱冷段管道上。

為提高機組經濟性，取消了原噴嘴室結構，采用節流配汽，高壓進汽型線采用東方自主研發的高效變截面型線，如圖3所示。該型線采取全三維開發，采用切向進汽和變截面設計，具有良好的氣動性能，對提高機組效率、降低熱耗有顯著的作用。

高壓模塊為雙層缸結構，由高壓內缸與外缸組成。高壓外缸設2個進汽口，汽缸上、下半各設1個，采用切向進汽，高壓內外缸裝配結構示意圖如圖4所示。

圖3 高壓進汽室型線結構示意圖

圖4 高壓內外缸裝配結構示意圖

3.1.1 高壓內外缸結構設計

（1）進汽腔室優化設計：高壓內缸取消傳統的調節級結構，取消噴嘴室，采用節流配汽；進汽方式為上下切向進汽，進汽腔室為切向變截面進汽，如圖3所示。

（2）2#汽封體結構設計：為了保證進汽腔室中分面的密封性，同時便于汽道加工，進汽部分由高壓內缸和2#汽封體共同組成，如圖4所示。

（3）高壓內缸增設隔熱層結構：在高壓內缸外壁及中分面法蘭增設隔熱層，以減小汽缸內外壁溫差，減少汽缸外壁的熱損失，防止熱應力過大引起的汽缸變形。該隔熱層結構如圖5所示，隔熱層由多塊不同規格的隔熱板拼焊組裝而成，隔熱板上開有若干通孔，在高壓內缸外壁焊有帶螺紋的支座，通過螺栓將隔熱層固定在高壓內缸的支座上。該隔熱層的設計，實現了既不影響高壓內缸各測點以及中分面螺栓等的安裝與拆卸，又能起到減少內缸及法蘭外壁熱損失的效果，從而實現控制內缸內外壁溫差，減小中分面變形的目的。通過有限元分析計算表明，較之無隔熱層的汽缸結構，在法蘭內壁，無論是切向應力還是彎曲應力都明顯減小。

（4）高壓外缸結構設計：由于采用上下切向進汽，高壓外缸進汽口優化為2個進汽口，上下切向布置，汽缸整體結構更為緊湊。高壓外缸結構如圖6所示。

圖5 高壓內缸隔熱層示意圖

圖6 高壓外缸結構

3.1.2 高壓內外缸強度分析

根據高壓內外缸的具體幾何結構，建立三維有限元模型，采用有限元對其強度進行分析。通過分析計算，汽缸的剛性、強度、中分面汽密性均滿足設計要求。

3.2 中壓模塊設計

中壓通流采用雙分流布置，每個流向布置有7個沖動式壓力級。中壓共有三級回熱抽汽，第3段抽汽口布置在中壓第2級后，第4段抽汽口布置在第5級后，第5段抽汽布置在第7級后。

中壓模塊采用雙層缸結構，這樣中壓高溫進汽僅局限于內缸的進汽部分，而中壓外缸只承受較低的壓力和溫度，可以使缸壁與法蘭設計得較薄。中壓內外缸結構設計得盡可能對稱，如圖7、圖8所示，同時具有足夠的剛度，確保隨著溫度變化時汽缸脹縮的均勻性。這種結構大大降低了因溫度變化而導致的對中變化和汽缸出現變形的可能性，意味著機組更易于操作并且性能更可靠。汽缸下半設2個進汽口，布置在中壓外缸兩側。中壓模塊在正反通流處各增加了1級壓力級，將中低壓間的分缸壓力由1.0 MPa降低到0.65 MPa。

圖7 中壓外缸結構圖

圖8 中壓內缸結構圖

3.3 低壓模塊設計

低壓部分有2個低壓缸A-LP缸和B-LP缸，中壓排汽通過連通管引入低壓缸，如圖9所示。每個低壓缸為雙分流式，每個流向包括5個沖動式壓力級，低壓末級葉片為東方新型1 200 mm葉片，低壓共有3級對稱抽汽，分別布置在低壓1級、低壓2級、低壓3級后，進入第6#、7#、8#加熱器。

圖9 低壓模塊

3.3.1 低壓內外缸結構設計

低壓內、外缸均為鋼板拼焊結構，如圖10所示。低壓外缸整缸分成上、下半各兩塊組成，可整體組裝，分塊運輸，每個低壓外缸上半均備有4個安全大氣閥。低壓內缸支承在外缸內4個凸臺上，內、外缸間用鍵連接便于軸向和橫向定位。在內、外缸之間蒸汽進口處設有波紋管膨脹節，此處允許內、外缸之間有相對位移，并防止空氣滲入低壓缸。B-LP排汽缸靠發電機端是盤車裝置。排汽缸采用了逐漸擴大的導流環，使排汽缸具有良好的空氣動力性能

圖10 低壓模塊俯視圖 （去上半）

本項目低壓末級首次采用1 200 mm導葉片，低壓內外缸尺寸增大，低壓外缸整體結構進行優化。為加強低壓外缸的剛性，通過有限元分析，在汽缸較薄弱區域增設撐筋或加強筋；同時調整低壓支持軸承間跨距，由6 550 mm調整為6 750 mm，使低壓軸承座更加接近低壓基架，這樣增加了轉子的支撐剛度，減少了轉子的下沉量，提高了軸系穩定性。

3.3.2 低壓外缸強度及振動分析

本項目低壓外缸結構的尺寸雖然較公司其他1 000 MW機組的低壓外缸的尺寸更大，但通過優化結構設計，經有限元分析計算，低壓外缸外殼抵抗真空載荷的能力較強，剛性較好。低壓外缸軸承座的靜剛度比公司其他1 000 MW機組的低壓外缸的軸承座靜剛度要大。軸承座抵抗轉子靜載荷和真空載荷的能力較強，剛性好，不會由于靜剛度過小而導致在機組運行時發生動靜碰摩而引起振動。

低壓缸的振動特性主要包括其固有頻率、振型和動響應。通過優化低壓外缸的結構設計，完全可以使得軸承座的固有頻率避開激振力頻率防止發生共振。通過計算表明，該低壓外缸避開了50 Hz的共振頻率，軸承座的動剛度也比公司其他1 000 MW機組的低壓外缸的動剛度大，所以，低壓外缸的振動特性滿足設計要求，能確保機組的安全穩定運行。

3.4 高壓主汽調節閥結構設計

由于采用節流配汽，高壓主汽閥和調節閥都優化為2個。主汽閥位于汽輪機調節閥前的主蒸汽管道上，每個主汽閥有一個進汽口和一個連接到調節閥腔室的出汽口。兩只主汽閥成一字型左右排列，并與兩只調節閥組焊成一體后用吊架懸掛在機頭前面的運行平臺下，并通過2根高壓主汽管與高壓缸相連。從主汽閥出來的蒸汽進入調節閥，然后經調節閥后的主汽管進入高壓缸。主汽閥、調節閥分別由各自的油動機操縱。高壓主汽調節閥外形如圖11所示，高壓主汽調節閥結構如圖12所示。

圖11 高壓主汽調節閥外形圖

圖12 高壓主汽調節閥結構圖

3.4.1 閥組氣動性能

采用全三元CFD分析軟件，對超超臨界1 000 MW機組的原高壓主汽調節閥和本項目新優化設計的高壓主汽調節閥氣動性能進行分析，得出結論如下：原設計閥門的2個工況 （三閥點、四閥點）閥門總壓損失相當，約為1.7%，優化后的高壓進汽閥門損失為1.2%，下降約為0.5個百分點，主汽閥與調節閥損失皆有所降低，提高了機組高壓缸效率，降低了機組的熱耗。通過氣動分析，閥門流場的氣動損失比原來降低29.4%，大大提高了機組的安全性和經濟性。

3.4.2 閥殼材料選擇

為減小閥殼壁厚，提高閥門應力，高壓主汽閥和調節閥的閥殼材料由KT5917均改為采用CB2新型材料。 該材料是一個歐洲聯合項目（COST536）開發的材料，這種材料的高溫屈服強度和持久強度都較高，在600℃的持久強度為110 MPa，完全滿足設計要求，能保證高壓主汽調節閥在高溫高壓的工作條件下長期安全穩定運行。

3.4.3 采用雙閥蓋結構

為改善閥蓋的密封性，減小密封螺栓應力，主汽閥與調節閥的上端密封均采用雙閥蓋結構，其結構如圖12所示。最主要的受力元件為止動圈，最主要的密封元件為密封環，在冷態時，為了保證密封性能，需要拉緊螺栓對密封環進行預緊。通過有限元分析，其閥蓋的密封性滿足設計要求。

3.4.4 高壓主汽調節閥強度分析

根據高壓主汽調節閥的具體幾何結構，建立三維有限元模型，采用有限元對其強度進行分析。通過分析計算，該閥門在正常穩定運行、啟動及水壓試驗工況下，其強度均滿足設計要求。

3.5 汽封結構設計

為增加密封性，減少漏汽量，本項目采用先進的汽封結構：高壓隔板汽封和高壓端汽封 （進汽側第1列汽封圈）采用防旋汽封，如圖13所示，該汽封結構能有效降低汽流激振帶來的損失。

圖13 防旋汽封結構

本項目機組汽封、軸封上采用的汽封型式主要有：DAS汽封、刷式汽封、防旋汽封。在保證機組安全運行的條件下，減小汽封間隙，可提高機組的經濟性。各類汽封使用情況見表1。

表1 汽封使用情況

3.6 密封結構設計

為增加密封性，減少漏汽量，本項目采用先進的密封結構：

（1）高壓內缸與2#汽封體中分面處增加PARK密封鍵。

（2）高壓內缸、高壓第1級隔板與2#汽封體密封端面處增加PARK密封圈。

（3）中壓內外缸中分面增設密封鍵。

（4）低壓進汽室與低壓外缸肩胛處增設密封裝置。

采用上述密封結構后，能有效減少漏氣損失，提高機組的經濟性。

3.7 軸系

汽輪發電機組軸系由汽輪機高壓轉子、中壓轉子、A低壓轉子、B低壓轉子和發電機轉子組成，如圖14所示。汽輪機高中低壓轉子均采用無中心孔的整鍛轉子；各轉子之間采用剛性聯軸器聯接。根據各軸承的工作條件，為保證軸系安全、穩定地運行，1#～4#支持軸承采用可傾瓦軸承，5#～8#支持軸承采用橢圓軸承。

汽輪機的軸系不但要有足夠的強度，還要有良好的振動特性，轉子的振動特性不僅與轉子固有頻率有關，還取決于轉子支承條件 （軸承和軸承座）、工作條件 （汽流的激振）、安裝質量、動平衡以及轉子間的相互影響等。振動特性分析內容主要包括：軸系靜態參數的計算、軸系臨界轉速的計算、軸系不平衡響應的計算、軸系穩定性的計算、軸系扭振頻率和剪應力的計算等。

轉子基本參數見表2，軸系臨界轉速見表3。

表2 轉子基本參數mm

軸系振動特性應限制在一定范圍內，軸系臨界轉速相對于工作轉速的避開率應大于±10%；軸系不平衡響應峰峰值應小于50 μm；軸系各階扭振固有頻率應避開45 Hz＜f＜55 Hz或93 Hz＜f＜108 Hz；軸系失穩轉速應大于工作轉速的125%；軸徑處在發電機出線端兩相短路的情況下最大剪應力應小于材料的剪切屈服極限。經計算，六橫1 000 MW超超臨界汽輪機軸系的振動特性均在規定范圍內。

圖14 軸系簡圖

表3 軸系臨界轉速r/min

4 機組結構優化后收益

本項目研究成果基本覆蓋高、中、低壓通流所有部件，包括宏觀與微觀領域，本項目的順利完成，使公司1 000 MW超超臨界機組的經濟性有大幅提高，供電煤耗大大降低，綜合各部分改進措施，能獲得熱耗收益見表4，采用改進措施后，機組總的收益達到144 kJ/kg，煤耗降低5.5 g/ kW·h。

表4 優化收益

5 結束語公司從20世紀90年代開始研制百萬等級汽輪機以來，相繼開發了多種型式的百萬機組，并在各電廠成功投運。通過多臺機組的設計、制造、投運以及不斷總結經驗，完善化改進提高，公司已積累了相當的經驗，在設計原理、各種方案比較及關鍵部套的設計上有較深刻的認識，對研發大功率機組打下了堅實的基礎。

六橫1 000 MW超超臨界汽輪機通流設計采用現代最先進技術，結構設計采用成熟技術，整機按照百萬機組設計特點和設計原則優化設計，使機組具有較高的經濟性和可靠性。該項目采用的先進技術獲得行內專家的一致好評，并已被國家發改委確定為2013年低碳技術創新及產業示范化工程。

經過六橫1 000 MW超超臨界汽輪機組運行的實際檢驗，機組各項性能指標均達到甚至超過設計標準，不僅保證了機組高效率、高可靠性、運行靈活及維護方便等要求，而且也驗證了各項結構設計和技術開發完全合理可行。該技術對于各型大功率汽輪機的設計研發具有借鑒參考價值，值得推廣應用。

[1]王乃寧,張志剛.汽輪機熱力設計[M].北京:水利電力出版社,1987.

[2]西安交通大學.蒸汽輪機裝置[M].北京:機械工業出版社, 1982.

[3]中國動力工程學會.火力發電設備技術手冊:第二卷:汽輪機[M].北京：機械工業出版社,2002.

Optimization Design Technology of Liuheng 1 000 MW Ultra-supercritical Steam Turbine

Xu Qiongying,Gao Zhanyu

（Dongfang Turbine Co.,Ltd.,Deyang Sichuan,618000）

This article introduces the structure optimization design technology of Liuheng 1 000 MW ultra-supercritical steam turbine,and analyses the design and research of the key part.It has the realistic significance to promote the progress of China's thermal power generation technology.And it has reference to the technical knowledge of the higher parameter ultra-supercritical steam turbine design research and development.

1 000 MW ultra-supercritical,steam turbine,structure,optimization design

TK263

A

1674-9987（2017）01-017-06

10.13808/j.cnki.issn1674-9987.2017.01.004

徐瓊鷹 （1977-），女，本科，高級工程師，2000年畢業于四川工業學院機械電子工程專業，現主要從事汽輪機本體設計與研發工作。