某工業驅動汽輪機廠內空負荷試車方案分析

魏應強， 張玉勝， 魏安榮， 蘇軍會， 羅文， 艾潤民， 顏毅

（東方電氣集團東方汽輪機有限公司， 四川德陽， 618000）

0 引言

某工業驅動汽輪機是公司全新研發的次高溫次高壓驅動燒結風機用純凝式機組。 整體結構為單缸上排汽結構， 沖反結合形式， 見圖1。 額定進汽參數： 壓力 4.9 MPa（a）， 溫度470 ℃， 進汽流量40.5 t/h， 額定功率9 MW， 排汽壓力8.2 kPa。

圖1 機組整體結構示意圖

汽輪機轉速4 968 r/min， 通過齒輪減速箱降低燒結風機轉速至1 000 r/min， 各聯軸器采用膜片式聯軸器撓性連接。

通過機組廠內空負荷試車可以檢驗設計方案是否達到預期技術指標， 驗證機組制造及裝配質量， 同時通過試車暴露的問題進行改進、 完善機組設計方案， 為現場帶負荷運行提供條件。

汽輪機組空負荷試車技術要求高、 難度大，需要設計專用試車系統以滿足與通用試車系統之間良好匹配。 本文將對該機組廠內空負荷試車專用系統方案進行介紹。

1 通用試車系統配置

公司現有試車通用系統定位于50 MW 等級及以下工業透平和常規透平產品， 能滿足機組的空負荷試車或帶10%負荷試車[1]。通用系統配置如下：

燃氣鍋爐： 壓力 3.43 MPa、 溫度 435 ℃、 流量25 t/h。

進汽母管： DN200， 預留2 處支管接口D150、DN200。

凝汽器： 壓力 10 kPa、 流量（殼程）25 t/h、 管程流量1 500 t/h、 換熱面積560 m2。

軸封減溫減壓器： 二次蒸汽0.12 MPa/160 ℃，二次蒸汽流量0.5~1.5 t/h。

循環水系統： 流量 788 t/h， 揚程 44 m， 轉速1 480 r/min， 氣蝕余量 4.1 m。

真空系統： 2 臺水環式真空泵， 抽汽速率20 m3/min， 極限壓力 3.3 kPa。

凝結水系統： 2 臺凝結水泵， 揚程38 m， 必須氣蝕余量1 m。

油系統： 集裝油箱（含高壓啟動油泵、 交流潤滑油泵、 直流潤滑油泵、 油煙風機等）1 套、 雙聯濾油器1 套， 板式冷油器1 套。

除上述系統外， 還包括疏水系統、 軸封加熱系統、 凝結水補水系統、 頂軸油系統、 抗燃油系統及試車控制系統等。

2 試車專用系統設計分析

2.1 試車進汽參數選擇

根據鍋爐容量及機組額定進汽參數， 確定本機組試車進汽參數， 進汽壓力1.50 MPa， 進汽溫度 310 ℃。

汽輪機空載汽耗一般是設計額定流量3%~10%[2]， 機組廠內空負荷試車所需蒸汽流量可參照計算。 試車方案設計時按上限值10%計算， 則試車流量G=10%×40.5 t/h =4.05 t/h。 汽封供汽汽源來自主蒸汽系統， 鍋爐最大流量需求G'=4.05+1.5（汽封最大供汽流量）=5.55 t/h。

2.2 試車總體布置

本機組為上排汽結構， 為縮短排汽管道長度，結合通用試車系統各接口標高， 確定試車平臺總高1.2 m。 為驗證齒輪箱空載特性， 齒輪箱參與試車， 汽輪機和齒輪箱全長約7.4 m， 機組前軸承箱至凝汽器進汽法蘭約11 m。 機組絕對死點布置于蒸汽管道膨脹初始端， 即機組熱脹方向與蒸汽管道熱脹方向一致， 防止試車過程中熱脹對機組本體產生過大影響。

為保證軸系對中和機組死點的固定， 需要將汽輪機、 減速箱的絕對死點與基礎定位固定， 防止推力造成汽輪機、 減速箱中心跑偏。

試運行時齒輪箱軸與汽輪機轉子用膜片式聯軸器連接。 為控制減速箱軸與汽輪機轉子連接孔同心要求， 膜片式聯軸器與汽機轉子聯軸器連接孔共同加工。

2.3 試車汽水管道設計

本機組試車汽水管道主要包括進汽、 排汽、汽封、 疏水和油管道等。 根據通用試車系統配制特點， 試車專用汽水管道在公用系統基礎上存在系統能力調整、 改造方案等設計工作。 專用汽水系統見圖2 中紅色虛線框內部分。

圖2 試車排汽管道示意圖

2.3.1 進汽管道

進汽管道自通用系統母管預留接口接入， 管道材料選擇Φ219×7/20G 鋼管。 管道布置時設U型彎轉吸收熱膨脹， 并采用2 處彈性支架支撐。管道所有焊縫探傷要求RT 合格。 采用臨時管道將進汽管道與吹管管道短接排空至廠房外。

2.3.2 排汽管道

本機組的排汽管道設計是本系統設計研究重點。 根據文獻[3]計算試車排汽 （10 kPa， 80 ℃）條件下所需排汽管徑 Dn， 見式（1）。

式中： G0為質量流量， kg/s， 根據 2.1 結果取 4.05 t/h； VT0為蒸汽質量體積， m3/kg， 取 16.27 m3/kg；C0為蒸汽流速， m/s， 取 80~120 m/s。

將各值代入式（1）計算得出Dn=440~540 mm，考慮試車時降低排汽管振動噪聲及設計裕度， 取排汽管徑為Φ600 mm。

綜上， 排汽管道布置方案見圖2。 全新設計Φ600 mm 普通碳鋼管道接入通用系統凝汽器。 汽缸排汽口及凝汽器法蘭口采用特制法蘭進行連接。汽缸排汽法蘭上布置安全閥。

按排汽管道布置， 水平管段長6 m， 垂直管段長4.6 m， 管道總重3.5 t， 采用2 處彈性支架支撐。 管道水平方向熱膨脹4.9 mm， 垂直方向熱膨脹2.0 mm。 本排汽管道與排汽缸及凝汽器法蘭連接尺寸較短， 根據文獻[4]，可近似為L 形管道進行熱膨脹自然補償能力計算， L 形補償管段見圖3。

圖3 L 形補償管段示意圖

將設計參數帶入式（2）計算，可得l=3.26 mm，即水平管段L=6 mm 條件下， 管道L 形布置所需垂直管段長度應大于3.26 m。 本排汽管道垂直管段長度4.6 mm 滿足補償要求。

式中： L 為形自然補償短臂長度， m； ΔL 為長臂L的熱伸長量， mm； DW為管道外徑， mm。

又根據文獻[4]，按空間自然補償管段的近似驗算公式， 見式（3）。

式中： Dn為管道公稱通徑， mm； ΔL 為管道 3 個方向熱伸長量的向量和， cm； L 為L 管道展開總長度，m；U 為U 管道兩固定點之間的直線距離，m。

將設計參數帶入式（3）計算得出18.85<20.8（本文不再詳細計算）， 滿足自然補償。

經過上述設計分析和驗算， 該排汽管道布置滿足熱膨脹空間自然補償要求， 無需增加專用熱膨脹補償器。

另外， 排汽法蘭強度和剛性直接影響排汽系統安全及經濟性。 為防止法蘭應力過大， 剛性較差引發變形破壞而泄露真空， 特校核排汽法蘭強度和剛性， 結果顯示法蘭設計滿足要求。 排汽法蘭變情況見圖4。

圖4 排汽法蘭變形圖

2.3.3 閥桿漏汽及汽封管道

為簡化系統管道布置， 本機組專用試車系統取消主汽閥、 調節閥漏汽管道。 對閥桿端部設計專用石墨填料， 既密封閥桿端部漏氣又潤滑閥桿不發生卡澀； 閥門漏汽用螺塞進行封堵，見圖5。

圖5 閥桿密封及漏汽封堵示意圖

前后汽封體各選取一處進汽、 抽汽接口， 與通用系統汽封母管連接， 以保證試車過程汽封進汽抽汽系統平衡。 汽封體其余接口封堵并設置疏水管道。

2.3.4 疏水管道及后汽缸冷卻噴水管

汽封體封堵接管疏水、 汽缸疏水、 閥門疏水均采用Φ28×4/20 管道接至疏水母管。 后汽缸疏水管道采用Φ159/20 接至排汽管道（靠凝汽器法蘭）。汽缸下部抽汽管道用封板封堵后疏水接入疏水母管。 各疏水管道按壓力高低接入疏水母管后再匯流至疏水擴容器。

后汽缸噴水管道由試車通用系統噴水母管Φ57×3.5 管道引至汽缸噴水管接口 4-Φ38 處。 當試車排汽溫度超過100 ℃時開啟冷卻噴水， 低于60 ℃時關閉冷卻噴水。

2.3.5 油管道

試車通用系統油管道已鋪至試車平臺下方，本方案采用金屬軟管連接油母管與軸承箱、 齒輪箱進回油口。 金屬軟管與軸承箱、 齒輪箱之間設轉接口， 轉接口上設置進油過濾器、 回油窺視管及油溫、 油壓測點。 潤滑油管道連接見圖6， 藍色曲線代表油管道。

圖6 潤滑油管道簡圖

調節系統油源為低壓潤滑油， 現場運行時控制油壓為2.5 MPa。 試車通用油系統中高壓啟動油泵可供調節油壓2.0 MPa， 滿足試車進汽參數條件下， 閥門提升力要求。 因此， 僅需設計專用調節油外部管道連接控制系統液壓部套與調節油母管。

3 試車效果

經過多次分析， 制定本機組空負荷試車流程如下： 油系統運行→投盤車→暖管→真空系統運行→系統檢查→掛閘碰摩檢查 （500 r/min）→低速暖機（2 000 r/min）→高速暖機（4 000 r/min）→額定轉速運行 （4 968 r/min）→電氣超速試驗 （5 470 r/min）→打閘停機。

廠內按技術要求順利完成試驗， 各系統滿足空負荷試運行要求。 整個流程中汽輪機及齒輪箱各軸振小于25 μm，瓦溫小于90 ℃，潤油回油溫度低于70 ℃，各項試車指標滿足API612 技術要求。

4 結語

通過機組空負荷試車， 對設計結構、 制造裝配質量進行了全面驗證， 同時機組試車專用系統方案也得到驗證， 得出以下結論：

（1）試車方案設計合理， 通用系統與專用系統能夠很好匹配。

（2）專用系統汽水管道布置滿足試車要求， 特別是大排汽管道尺寸滿足試車排汽流量要求，排汽管道熱膨脹未對機組本體及凝汽器產生過大推力。

（3）為后續工業驅動汽輪機空負荷試車積累了寶貴經驗。