9F燃氣蒸汽聯合循環機組汽缸變形分析與處理

劉 明， 董光明， 朱偉雄， 解 鑫

(1. 華電電力科學研究院有限公司， 杭州 310030； 2. 杭州華電半山發電有限公司， 杭州 310011)

汽輪機為火電廠的三大主設備之一，汽缸是汽輪機的外殼，其作用主要是將汽輪機的通流部分(噴嘴、隔板、轉子等)與大氣隔開，保證蒸汽在汽輪機內完成做功過程；此外，它還起到支承汽輪機某些靜止部件(隔板、噴嘴室、汽封套等)的作用，考慮到制造、安裝及檢修的需要，汽缸一般制成水平對分式，即分為上汽缸和下汽缸。

汽缸處于高溫、高壓的工作環境下，除了承受內外壓差、汽缸本身質量和汽缸內各零部件質量等引起的靜載荷外，還要承受隔板和噴嘴作用在汽缸上的力，進汽管道作用在汽缸上的力，以及由于沿汽缸軸向、徑向溫度分布不均勻(尤其在啟動、停機和變工況時)而引起的熱應力，這些力易導致汽缸變形，嚴重影響機組的安全運行[1]。汽缸變形還將使汽輪機的通流間隙發生變化，通流間隙過大會導致機組熱耗增大，通流間隙過小會導致汽輪機通流部分動靜摩擦、振動加劇，從而影響機組的正常啟動和安全穩定運行[2-3]。

1 機組概況

某燃氣輪機電廠為STAG 109FA單軸聯合循環機組，額定功率為390 MW。由PG9351FA型燃氣輪機、D10型三壓再熱系統的雙缸雙流式汽輪機、390H型氫冷發電機和三壓再熱自然循環余熱鍋爐組成。燃氣輪機、汽輪機和發電機采用剛性連接串聯在一根長軸上，燃氣輪機進氣端輸出功率，軸配置形式為：燃氣輪機-汽輪機-發電機。汽輪機高、中壓缸采用合缸布置，其簡化示意圖見圖1。

該汽輪機高中壓缸采用中間進汽、兩端出汽布置，在缸體中部布置高壓主蒸汽管道接口、再熱熱段管道接口。高壓主蒸汽管道設計溫度為574.9 ℃、設計壓力為10.4 MPa，管道直徑為305 mm、壁厚為24 mm，管道材質為A335P91。再熱熱段管道設計溫度為574.9 ℃、設計壓力為2.38 MPa，主管道直徑為641 mm、壁厚為15 mm；主蒸汽調節閥(簡稱主汽門)前支管直徑為464 mm、壁厚為12 mm，管道材質為A335P91，主汽門后支管直徑為457.2 mm、壁厚為19.05 mm，管道材質為A335P22。

圖1 高中壓缸外形簡圖

鄰近汽缸接口管段的管道布置見圖2、圖3。為承擔主汽門的集中載荷，在高、中壓主汽門上均直接布置恒力吊架。

圖2 高壓主蒸汽管道布置

圖3 再熱熱段管道布置

2 檢修故障

在機組檢修階段，需要對汽輪機通流間隙進行測量記錄[4]，隔板與汽缸直接連接，轉子為獨立結構。阻汽片表面與轉子表面的距離(記為A、B)的變化可以反映汽缸的變形情況。因此，筆者選取高壓缸隔板上阻汽片與轉子表面的距離為研究對象。高壓缸總共有12級隔板，從高壓主蒸汽管道進汽端到再熱冷段管道出汽端依次編號為N1～N12。現場測試上、下汽缸結合面位置左右兩側阻汽片表面與轉子表面的距離，測試位置示意圖見圖4。

圖4 測試位置示意圖

為保證檢修質量，在檢修各階段對通流間隙進行測量，結果見表1，其中：工況一的檢測時間為檢修第一次揭缸后，此時轉子未吊起、管道閥門也未開始檢修，測量數據基本反映了檢修前的通流間隙狀態；工況二為轉子復裝后的第一次測量，此時管道閥門已經開始檢修，測量數據顯示轉子、隔板、阻汽片不同心，此時檢修人員未考慮汽缸變形，便準備通過調整隔板位置使轉子、隔板、阻汽片同心，使通流間隙滿足標準要求；工況三的數據為調整后的測量數據；工況四為檢修末期準備重新扣缸前，對通流間隙進行了最后一次測量，此時管道閥門已經檢修重裝。工況四的測量數據反映出左右側間隙數據不對稱，汽缸-隔板組合體向x軸負方向變形，且從進汽端到出汽端，變形量逐漸減小。對比工況二的測量數據，可以發現在工況二條件下，間隙分布趨勢一致、方向相反。這說明工況三的調整工作可能是錯誤的，工況二測量數據異常的主要原因應該是汽缸變形。

表1 通流間隙測量數據 mm

3 原因分析

在檢修過程中，汽缸產生了變形。仔細分析汽輪機檢修各過程工序，未發現不當操作情況，數據的測量過程也完全按照操作規范進行，測量數據應該是可靠的。因此，考慮是汽缸連接管道的推力/力矩改變導致汽缸變形[5]。結合管道布置及相應的檢修情況，與高中壓缸連接的主要管道中，高壓主蒸汽管道、再熱熱段管道均因主汽門檢修需要將閥門蓋板、閥芯及閥門控制結構完全拆卸。高壓主蒸汽管道為一路管道與汽缸連接，上面布置一組高壓主汽門，再熱熱段管道分為兩路支管與汽缸連接，每路支管上個布置一組中壓主汽門?，F場吊裝測試顯示，每組主汽門檢修過程中拆卸下來的部件(蓋板、閥芯及閥門控制結構等)質量均約為3 t，機組檢修時，三組閥門均全部拆卸檢修?，F場檢查顯示閥門拆卸后管道豎直向位移變化顯著，這主要是因為閥門拆卸質量較大，且閥門處均布置恒力吊架，輸出載荷恒定，當管道和閥門的總質量減小時，吊架輸出載荷不變，將拉動管道向上位移。

為詳細分析管道閥門檢修對汽缸的影響，采用CAESAR II軟件建立高壓主蒸汽管道、再熱熱段管道計算模型，根據設計資料建立正常工況下的理論冷態計算模型，然后在該模型的基礎上維持所有吊架載荷不變，只將三組主汽門的質量各減小3 t進行冷態工況計算，以模擬閥門檢修工況，然后對比兩組工況下管道對汽缸推力F/力矩M變化情況，計算結果見表2。

表2 端口推力/力矩計算結果對比

由表2可得：在閥門檢修工況下三組管道接口的端口推力/力矩均有增大，并且y方向力矩的改變最為顯著。機組檢修時將上汽缸揭開，只有下汽缸受力，汽缸剛度明顯減小，在主要連接管道端口推力/力矩顯著增大的情況下，高中壓汽缸在中部進汽管道聚集部位產生嚴重變形。

在閥門檢修工況下吊架拉動管道向上位移，還會導致汽缸接口端第一個彎頭處的一次應力顯著提高，對管道安全運行不利，應力計算結果見表3。

表3 彎頭處的一次應力計算結果對比

4 處理措施

汽缸變形的主要原因是拆裝主汽門引起管道位移變大，引起管道端口推力/力矩顯著增大[6]，在該設計中主汽門處均布置了恒力吊架，未固定其豎直向位移。在設計中一般僅考慮正常設計工況下(停機冷態、運行熱態)的推力/力矩，并確保其在合格范圍內，并未考慮檢修中閥門拆卸狀態下的管道端口推力/力矩[7]。對于固定式主汽門，檢修拆卸閥門對管道位移沒有影響，也不會導致管道端口推力/力矩改變；而對于浮動式主汽門，則會導致管道端口推力/力矩變化，進而使汽缸變形。因此，在檢修主汽門過程中，應首先固定管道。

目前，固定管道通?？梢圆捎面i定恒力吊架或直接固定管道。由于現場恒力吊架所處位置較高，且恒力吊架的鎖定結構也不完整，不方便采用鎖定恒力吊架；直接固定管道的方法則是在閥門前后兩端用槽鋼做成框架箍住管道并焊接固定在鋼梁上，該方法施工量較大，安裝拆卸均較為麻煩。筆者提出了一種浮動式主汽門檢修過程中的固定結構，該固定結構不改變原有吊架結構，而是借用原有吊桿，通過在閥門下方設計反向剛性承載結構實現閥門在豎直方向上的雙向固定(同時對水平向位移也有一定的控制效果)，具體結構見圖5。

圖5 浮動式主汽門檢修過程中的固定結構示意圖

在初始安裝該固定結構時，首先，需要在螺紋吊桿上添加一顆六角螺母，將其固定在閥門吊耳的上方，用于反向承力；其次，從上至下依次安裝花籃螺絲、左右螺紋吊桿、U形耳子和單孔吊板；最后，調節該固定結構的高度至單孔吊板正好置于生根梁的上表面，并焊接固定。檢修結束后，松弛花籃螺絲至固定結構不受力狀態，然后拆卸U形耳子上的組件螺栓，從而實現該固定結構的完全松弛。下次檢修時，將螺栓重新安裝，并收緊花籃螺絲至剛性結構受力狀態，即可實現閥門在豎直方向的固定。該結構簡單合理，安裝和拆卸均十分便捷，在后續操作過程中，只需要在平臺上旋擰花籃螺絲即可實現承力結構的收緊與松弛，操作方便且調節范圍較大，可以多次重復使用。

5 實際應用效果

在該電廠同類型的第二臺機組檢修時，按照上述處理方案并根據現場安裝尺寸，制作了主汽門固定裝置的所需備件，在閥門檢修前將所有備件安裝完畢，標記主汽門及附近管道定位高度，閥門拆卸完畢后對比原定位高度數據，顯示管道定位高度及水平位置未改變，說明加裝了主汽門固定裝置后對主汽門及管道的固定作用明顯。與此同時，在閥門拆卸前后對汽輪機通流間隙進行了測量，結果見表4。測量結果顯示主汽門拆卸前后，汽輪機通流間隙沒有變化。通過該主汽門固定裝置可以有效固定管道，防止其在檢修過程中發生位移，進而確保汽缸不異常變形。

表4 閥門拆卸前后汽輪機通流間隙

6 結語

(1) 針對某燃氣輪機電廠檢修過程中通流間隙測量數據的異常情況，初步分析原因為高中壓缸在檢修過程中產生了變形，并根據現場檢修情況，初步判斷為汽缸連接管道接口處端口推力/力矩改變導致了汽缸變形。

(2) 通過對高壓主蒸汽管道、再熱熱段管道的計算分析得知在閥門檢修工況下三組管道接口處端口推力/力矩均有所增大，并且y方向力矩的改變最為顯著，再加上檢修過程中只有下汽缸受力，汽缸剛度明顯減小，導致了高中壓汽缸在中部進汽管道聚集部位嚴重變形。

(3) 提出了一種浮動式主汽門檢修過程中的固定結構，在不改變原有吊架結構的情況下，借用原有吊桿，通過在閥門下方設計反向剛性承載結構實現閥門在豎直方向上的雙向固定。