汽轮机差胀计算

浅谈汽轮机差胀计算

摘要：汽轮机组主要通过轴向胀差表来监视胀差。这种方法存在许多问题：首先，胀差表反映的是死点到胀差表测点的转子和汽缸的膨胀差值，它并不反映各级之间实际的轴向间隙，如果局部胀差较大而整体胀差正常时，虽然胀差表示值是安全的，可能已经发生了碰摩事故。

关键词：

现代火电大机组常采用双层缸结构，在启停过程中，可能发生动静摩擦的是在转子与内缸之间，而内缸与外缸的轴向膨胀一般并不同步，从外缸得到的测量值往往不能反映转子与内缸动静间隙的真实情况。再者，在实际运行过程中，胀差表的误差较大，这样就很难反映出轴向间隙最小处的实际情况。众所周知，为了保证效率，汽轮机高压进汽端通流部分的动静间隙相对较小，而在机组调峰和工况变动时，汽机的胀差变化较大，这成为机组启停灵活性的一大制约因素，而传统的汽机胀差表只是监视高压缸或低压缸最大差胀值，往往无法准确地反映出机组运行最危险处的差胀情况。汽轮机胀差值超限或处理不当会造成汽轮机动静摩擦、汽轮机振动超标，甚至造成大轴弯曲。

2汽轮机差胀计算

2．1 差胀计算的意义

金属构件都具有热胀冷缩的特性，受热后都要发生膨胀，膨胀

值随着温度的升高而增大，其膨胀量的大小与金属材料的线膨胀系数有关。高压汽轮机从冷态到带负荷再到正常运行，转子与汽缸的金属温度变化非常大，因此转子以及汽缸的轴向以及径向的尺寸都有明显变化。另外在运行中工况发生改变时，也会由于温度变化而引起转子和汽缸不同程度的热膨胀，一般把转子和汽缸之间的相对膨胀差简称胀差。当转子膨胀量大于汽缸膨胀量时，即静叶出口与动叶入口之间的间隙增大，称为正胀差；反之，转子膨胀量小于汽缸膨胀量时，即静叶出口与动叶入口之间的间隙减小，称为负胀差。

胀差对汽轮机的安全运行影响很大，带来的危害性也很大。汽轮机轴封和动静叶片之间的轴向间隙很小，如果汽轮机启停或运行过程中胀差变化过大，超过轴封以及动静叶片间正常的轴向间隙时，就会使动静部件发生摩擦，引起机组强烈振动，从而导致汽轮机主机寿命缩短，严重时甚至造成机组损坏。为此，一般都要规定汽轮机胀差允许的极限值，它是根据动静叶片或轴封轴向最小间隙来确定的，即当转子与汽缸相对膨胀差值达到极限值时，动静叶片以及轴封的轴向最小间隙仍留有一定的合理间隙，表1为各种容量汽轮机运行中胀差的允许范围。

表1 各种容量的汽轮机运行中胀差的允许范围

因此，为了在汽轮机启动、暖机和升速过程中，或在运行、停机过程中，保护机组的安全，一般要求必须设置汽轮机热膨胀测量

装置和转子与汽缸相对膨胀测量装置，以便随时监测胀差，推断危险部位的动静间隙变化。一旦各监测部位的热膨胀值或胀差值达到允许极限值时，立即发出声光报警信号，以便运行人员及时采取相应措施，保护机组的安全。有的大型机组还装设了胀差保护装置，在胀差超限时不仅发出声光报警信号，也可指令机组启动停机保护状态。

2．2 转子的平均位移

如图1所示为某电厂国产300mw机组转子结构图，转子材料为30crmov，该机组采用高中压合缸结构，推力轴承位于中压侧。高中压转子共有16个压力级，高压部分有九个压力级，中压部分有七个压力级，高压部分和中压部分有汽封隔开，高中压各级间也有级间汽封，以避免漏气，如图1所示有箭头标记段为汽封所在位置。

图2和3为从现场dcs中采集得到的一次在冷启动过程中主蒸汽温度与高压缸排汽温度及中再热蒸汽温度与中压缸排汽温度随

时间的变化曲线，蒸汽从喷嘴组进入汽缸后经过各个压力级做功，温度和压力不断降低，最后经过汽缸排汽排出，由图可看出机组正常运行时主蒸汽温度与高压缸排汽温度温差达及再热蒸汽温度与

中压缸排汽温度均达到近300℃，主蒸汽及再热蒸汽流动方向已在图1中指出。

图4中得到的平均位移随时间变化的九条曲线自下而上分别表示：调节级、高压二级至高压九级平均位移随时间的变化曲线。从图中可以看出，启动过程中高压转子各级平均位移随时间不断增加，启动结束时平均位移逐渐趋于稳定，高压第九级平均位移达到21.5mm，调节级平均位移也达到16.7mm。

图4 高压转子各压力级平均位移随时间的变化曲线

2．3 汽缸的平均位移

从计算角度来看，汽缸膨胀量的计算要比汽轮机转子的膨胀量计算复杂得多，由于汽缸的形状复杂，既不能按平面问题也不能按轴对称问题去计算它的温度场。本文将汽缸分成筒体(筒体是指汽缸除了法兰以外轴对称的部分)和法兰两部分，分别按轴对称和平面问题计算它们的温度场及应变场，然后利用功的互等定理求解它们各级的平均位移，这样汽缸的三维空间计算被简化为两个二维问题的求解，且计算精度得到保证。

图5 汽轮机高压内缸结构图(内侧)

对高压缸筒体模型可进行简化，如图6所示。主蒸汽从高压缸右端进入，沿轴向流动，从左端抽汽口排出。

图6 汽轮机高压内缸筒体结构图

高压缸筒体部分为轴对称结构，其单元剖分结果如图7所示，共剖分得到21个单元66个节点，高压内缸的单元对应于转子的各个压力级，每个压力级被分为两个单元，分别对应于动叶部分和静叶部分。

图6 汽轮机高压内缸筒体结构图

高压缸筒体部分为轴对称结构，其单元剖分结果如图7所示，共剖分得到21个单元66个节点，高压内缸的单元对应于转子的各个压力级，每个压力级被分为两个单元，分别对应于动叶部分和静叶部分。

图7 汽轮机高压内缸筒体单元剖分

根据所建模型利用自编程序求解得到汽缸筒体的温度场，再由温度场确定汽缸筒体部分的应变场。

通过前面的分析我们得到了汽缸高压第九级的平均位移随时间的变化曲线，可以看出在求解第二状态的平均应力时，由于汽缸法兰部位的应力要比汽缸筒体部位应力小，且汽缸法兰部分体积要大于筒体部分的体积，所以进行体积加权平均后整个单元的平均应力就要小于汽缸筒体部分的应力值，通过分析可知，在应变场一定的条件下，如果平均应力减小，整体的平均位移也就相应的减小。这样汽缸整体的膨胀就很自然的被法兰约束住了，不必再使用变形协