上汽西門子1000 MW超超臨界汽輪發電機組軸系振動特性

韓彥廣，周雪斌，李旭，曾慶華

(湖南省電力公司試驗研究院，湖南長沙410007)

目前，國內新建燃煤發電機組正在向高參數、大容量、高效率、高自動化水平的超超臨界機組方向發展，國內上海電氣、東方電氣、哈爾濱電氣3大電氣集團分別與國外西門子公司、日立公司、東芝公司以不同的方式合作共同研發出不同類型的600℃單軸1000 MW級超超臨界汽輪機，并且已成功用于商業運行，我國電站設備制造能力在國際上已達到先進水平。其中上汽西門子百萬級超超臨界汽輪機以積木塊化為設計理念，無論是單軸四缸四排汽型式，還是高、中壓缸的結構參數，低壓缸末級長葉片等技術均有成功的運行業績，這些先進成熟可靠的技術使該型機組總體性能達到世界一流水平。

大容量高參數汽輪發電機組在提高燃煤機組經濟性的同時，也對汽輪發電機組的軸系穩定性及其振動特性提出了挑戰。國內百萬級超超臨界汽輪機普遍采用單軸四缸四排汽機型，轉子多，軸系長，支承條件復雜，并且受汽流激振的影響程度增強，國內外大型機組的彎曲振動、扭轉振動、油膜振蕩、汽流激振等軸系振動事故在過去十幾年曾頻頻發生。單軸百萬級燃煤汽輪發電機組在國外商業化運行的業績并不多，可以總結的經驗和教訓非常有限。機組軸系振動問題直接關系到機組的安全穩定運行，嚴重時甚至會造成設備損壞等重大事故，因此，單軸百萬級燃煤汽輪發電機組的軸系振動特性必須得到特別重視〔1〕。

上汽西門子百萬級超超臨界汽輪發電機組采用多項領先技術，從軸系結構設計到軸承、高壓進汽以及膨脹滑銷系統等多方面提高軸系的穩定性及可靠性。

1 軸系結構

1.1 單支承軸系

上汽西門子單軸百萬超超臨界汽輪發電機組由N1000-26.25/600/600(TC4F)型超超臨界汽輪機、THDF 125/67型發電機和4 500 kW無刷勵磁機組成，由上海電氣與德國西門子公司聯合設計制造。汽輪發電機軸系由汽輪機高壓轉子、中壓轉子、2個低壓轉子、發電機轉子及勵磁機轉子組成，轉子之間采用剛性聯軸器聯接。除發電機轉子外，軸系設計采用獨特的單軸承N+1支承模式，與其他2家國產超超臨界汽輪機軸系采用雙軸承支承相比，汽輪機轉子軸系長度僅為29 m，同比縮短了8～10 m。整個汽輪發電機組軸系長度為49 m，共有7個徑向軸承和1個徑向推力聯合軸承支承。除高壓轉子由2個徑向軸承支承外，汽輪機其他轉子均是由單軸承支承，如圖1所示。

圖1 上汽西門子單軸百萬級超超臨界汽輪發電機組軸系示意圖

這種單支點軸系布置方式結構緊湊，大大縮短了汽輪機轉子的軸向長度，轉子剛度大，易于校正軸系中心，安裝維護簡單，且能減少軸承摩擦損失，最大限度地減少基礎變形對軸承荷載和軸系對中的影響，有利于機組平穩運行。

1.2 大型軸承技術

上汽西門子1000 MW超超臨界汽輪機采用單支承系統，軸系在2個汽缸之間只有1個軸承，各轉子之間依靠剛性聯軸器連接。剛性聯軸器結構簡單，連接剛度強，傳遞力矩大，工作可靠。根據各轉子的靜態撓度或靠背輪端面轉角設定各軸承不同標高值，使轉子在靜止狀態下軸系中心線呈一條平滑曲線，最大限度避免剛性聯軸器對轉子產生的附加約束力。

由于1000 MW機組汽輪發電機轉子尺寸大、載荷重，又是采用單支承系統，因此該型機組引進西門子專用大型徑向軸承技術，西門子改進型橢圓軸承結構合理，其內圓結構大大加強其下瓦承載能力，載荷分布與普通橢圓軸承相比更為均勻，承載面積更大，其油膜壓力峰值小于普通橢圓軸承，與常規橢圓軸承、圓軸承相比，能夠承受較大荷載并且能保證低摩擦功耗。其中汽輪機1號軸承采用雙油楔軸承，2號軸承采用推力軸頸組合設計，也為雙油楔軸承，推力軸承墊彈性支承在軸瓦上，因而可以將轉子軸向推力通過軸瓦傳送到軸承墊上。3，4，5號軸承采用改進的橢圓形軸頸軸承，單向供油，6，7號軸承采用端蓋式軸承，其上下瓦結構形狀不對稱，上瓦周向開槽，下瓦內表面沿周向由5段曲率組成，形成油膜的收斂區和發散區。這種類型的軸承在阻尼良好的系統中只需用少量的潤滑油即能確保轉子的平穩運轉，并且僅產生少量的摩擦損失。

單軸承支承方式使軸承壓比增高，采用高粘度的潤滑油，增強了軸承的穩定性。西門子對設計過程中軸系穩定性問題有自己的穩定性判斷準則，使機組臨界轉速、不平衡響應及軸承失穩轉速在合適的范圍內〔2〕。其判據認為當臨界轉速在額定轉速的±10%范圍 (即2 700～3 300 r/min)以外時不考慮對數衰減率的計算，當臨界轉速在額定轉速的±10%范圍以內時計算對數衰減率，在臨界轉速時的對數衰減率應大于0.1。例如，高壓轉子一階臨界轉速為2 640 r/min時，對數衰減率為0.536;電機轉子一階臨界轉速為720 r/min時，對數衰減率為0.006，遠離額定轉速的±10%范圍，不必考慮對數衰減率，詳細數據見表1，2。其中表2中，各軸承軸瓦均為橢圓瓦形式，失穩轉速均大于3 900 r/min，設計軸瓦溫度均小于105℃。

表1 各轉子軸系/軸段臨界轉速值 r/min

表2 汽輪機各徑向軸承及推力軸承參數

除發電機兩端軸承坐落在發電機端蓋以外，汽輪發電機組其他軸承都是安置于固定在基礎上的軸承座內，軸承座由球墨鑄鐵構成，直接固定到基礎上，并與汽輪機缸體分開，是整臺汽輪機的主要承重體。軸承座除了支撐軸承，承載汽輪發電機轉子以外，還用于支撐和導承汽輪機高壓缸、中壓缸以及低壓內缸。轉子的載荷是通過軸承傳遞至軸承座，而靜子的載荷是通過汽缸貓爪加載于軸承座上。因此，西門子設計的軸承座采用無墊鐵、無臺板支撐型式，在汽缸就位前要先對軸承座進行二次灌漿，與其他型號機組的安裝有很大的區別，一旦軸承座進行了二次灌漿，汽缸及機組軸系的找正就無法通過軸承座的調整來實現，軸瓦左右及上下間隙的調整均是通過軸承座內的墊片進行調整。

由于汽輪機所有的軸承座均直接支撐在基礎上，因此低壓外缸可與凝汽器剛性連接，低壓缸真空的變化將不會影響動靜間隙，軸系中心不受低壓缸膨脹及真空等運行參數變化的影響，保證機組軸系振動的穩定性。

2 汽缸膨脹與動靜差脹

汽輪機各部件在啟動加熱和停機冷卻過程中必然會產生膨脹或收縮，如果這些部件不能自由膨脹或收縮，不僅會在這些部件內部產生很大的熱應力，而且還會改變動、靜部件之間的對中狀態和軸向間隙，嚴重時會引起動靜部件碰磨，釀成更為嚴重的機組強烈振動。因此，汽輪機必須合理設置滑銷系統，使動、靜部件能沿著設定的方向順暢地膨脹與收縮，避免破壞正常的動、靜對中狀態和間隙。

2.1 缸體膨脹及滑銷系統

西門子1000 MW超超臨界汽輪機的膨脹及滑銷系統設計非常合理。高壓缸采用單流筒形雙層缸型式，其外缸為筒形結構，內缸為垂直縱向中分面結構，內外缸都采用軸對稱設計，避免了不利的材料集中，使各部分溫度能夠保持一致的軸對稱狀態，有利于減小結構的應力集中，保證內外缸的順利膨脹。高壓外缸通過貓爪安放在固定于基礎上的軸承座，高壓缸貓爪可在與定位鍵組裝在一起的滑塊上水平滑動。通過弓形梁將貓爪伸進前軸承座相應的凹槽中固定住，可防止汽缸抬升;由軸承座上的擱腳與外缸上的導叉組成的高壓缸導向鍵，確保高壓缸相對于汽輪機軸系的中心位置;高壓缸的軸向固定點為前缸體支承點，高壓缸的軸向膨脹從這些導向鍵開始。

中壓缸采用雙流程雙層缸型式，其外缸為水平中分面結構，內缸采用中分面支承方式，使內缸從固定點軸向自由膨脹和徑向沿各個方向上自由膨脹，從而保持汽缸與轉子同心。中壓外缸由前后2個貓爪支撐在2，3號軸承座上。中壓缸受熱膨脹時，從徑向推力聯合軸承上的支架處開始發生軸向位移;靠近發電機端的中壓缸接合法蘭上裝有凸耳，上面聯接著推拉桿，用以平衡低壓內缸的膨脹位移。中壓缸橫向方向上的位移從汽輪機軸下面的中心導向鍵處開始發生，中心導向鍵由軸承座上的擱腳與外缸上的導叉組成。中壓內缸上缸的4個擱腳在同一水平面上擱置在外缸的下缸上 (墊有墊片)，垂直方向上的熱膨脹從中分面處開始，從而使內缸與轉子在這一平面上保持同心。內缸的上、下缸均設有中心定位銷，用以內缸橫向上的中心定位;內缸擱腳通過裝在外缸下缸上的配合鍵固定在推力軸承側，汽缸的軸向熱膨脹從這一固定點處開始、向發電機的方向伸展，與轉子的膨脹方向相同。這就意味著動葉與導葉之間的軸向間隙可以設置得小一些。

低壓缸采用雙流雙層缸型式，低壓外缸焊接在凝汽器上，外缸軸向膨脹從凝汽器定位鍵處開始，軸向位移始于低壓缸前軸承座上凝汽器的固定死點。橫向位移從中心導承處開始發生，中心導承位于汽機軸下方、凝汽器與臺板之間。汽缸垂直方向上的膨脹從臺板的支架處開始發生，向汽輪機中心線膨脹。低壓外缸通過波紋管補償器和端部汽封彈性連接，軸封補償器可以吸收內外缸相對膨脹。從外缸伸入缸內的各部件也均采用波紋管補償器〔4〕進行連接。低壓內缸由4個整體鑄造的貓爪支承，這4個貓爪搭在前后2個軸承座上，支撐整個內缸、持環及靜葉的重量。汽輪機端的貓爪通過穿過前軸承座的推拉桿與上游汽缸連接，確定了內缸在軸向上的位置。中壓外缸與低壓內缸以及低壓內缸與低壓內缸之間以穿過軸承座的推拉桿相連接傳遞膨脹，采用這種推拉桿連接方式可以使汽缸與轉子受熱時同步從同一點 (徑向推力聯合軸承處)開始發生膨脹，這種膨脹方式設計可以使軸向間隙保持最小狀態。推拉桿的結構及原理見圖2〔5〕。

圖2 推拉桿結構示意圖

為了盡可能地減小摩擦力，所有固定的軸承座與汽缸貓爪之間的滑動支撐面采用低摩擦合金，其優點是不需要潤滑，具有良好的摩擦性能，有利于機組膨脹順暢。

2.2 轉子與汽缸的相對膨脹

該型機組推力軸承設在高壓缸后軸承座內，采用徑向推力聯合軸承，是轉子相對于汽缸膨脹的死點。高壓轉子和高壓缸從死點位置開始朝高壓缸前軸承座方向膨脹，在距推力軸承最遠的一端，高壓缸的差脹最大，高壓轉子的膨脹量小于高壓缸的膨脹量，因此出現負脹差。中壓缸和中壓轉子從死點位置開始朝發電機方向膨脹，在距推力軸承最遠的一端，中壓缸的差脹最大，中壓轉子的膨脹量大于中壓缸的膨脹量，因此出現正脹差。低壓轉子和低壓缸之間的差脹，是由軸系的膨脹與低壓內缸的位移不同而造成的，因為中壓外缸和低壓內缸之間用推拉桿聯接，所以低壓內缸的位移是由中壓缸的軸向膨脹位移加上低壓內缸膨脹產生。

這種動靜死點位于同一位置 (推力軸承/推力軸承座)以及缸體推拉桿連接的設計方式 (見圖3)使汽輪機動靜部分同步膨脹，其動靜差脹很小，大大減小了機組動靜膨脹不均引起動靜碰磨的幾率。

圖3 汽輪機轉子與汽缸相對膨脹示意圖

3 防汽流激振

3.1 全周進汽及補汽技術

高壓缸采用單流程，取消部分進汽的噴嘴調節，改為滑壓及全周進汽，使第一級動靜葉片的最大載荷大幅下降，提高了高壓缸的效率。西門子采用獨有的補汽調節技術，在主汽門后配置補汽調節閥，在大于額定流量時由該閥補汽進入高壓第5級后做功，補汽技術可使額定負荷及低負荷同時處于最佳狀態，而且使滑壓運行的機組能在無節流狀態下具備調峰功能。“全周進汽+補汽技術”的模式解決了低負荷時具備和保持額定負荷下的高效率以及非節流狀態下的調峰功能，提高了第一級葉片的安全可靠性，從根本上消除了噴嘴調節運行中存在的超超臨界參數汽流激振問題。

3.2 切向進汽及斜置靜葉

高壓缸、中壓缸進汽第一級都采用低反動度葉片級，降低進入轉子動葉的蒸汽溫度。獨特的無導汽管的主汽、再熱蒸汽調閥設計，于汽缸兩側落地式布置，采用切向進汽方式，第一級靜葉斜置結構，降低了進汽損失，有利于避免硬質顆粒沖蝕。

3.3 動靜葉片設計

高中壓所有動靜葉片采用全三維彎扭葉片，減少二次流損失，從氣動學角度以最佳的氣流特性決定各級的反動度，而不是選取相同的反動度犧牲部分級的氣動性能，有利于提高整個缸效率。

除低壓缸末級葉片以外，所有的高壓缸、中壓缸及低壓缸葉片全部采用帶T型葉根的整體圍帶結構型式，葉片采用預扭安裝技術，使單個葉片成為整圈連接，根本上改變了運行時葉片的振動特性，大幅度降低葉片的動應力，大大提高了機組的安全可靠性。

高中壓缸有多道汽封，包括各級葉片的轉子部位也裝有汽封，形成較大的漏氣阻尼，有利于減少汽流激振。

4 扭振特性

大型汽輪發電機組與大電網之間的耦合作用，例如電網頻率異常波動、發電機三相不平衡或短路、汽機甩負荷等，可能會引起發電機定子與轉子間的力矩急劇變化，這些激振力可能導致大型發電機組軸系產生與其固有扭振頻率一致的諧振，這種諧振必然導致不穩定的劇烈的扭振。這種機電耦合作用造成的扭振問題輕則導致汽輪發電機組軸系的扭振疲勞損傷及壽命損耗，重則引起軸系的斷裂和設備的破壞，甚至會威脅到電網的穩定與安全。

從扭振機理上分析，要抑制和避免大型汽輪發電機組的扭振主要分2個方面，一是從電網系統改進，減少電網瞬變過程對機組軸系的激勵和沖擊;二是從汽輪發電機組軸系調整入手。在機組軸系在設計時，對軸系的扭振固有頻率進行計算分析和調整，保證機組軸系避開嚴重的共振工況。根據機組軸系扭振頻率計算方法及汽輪發電機組各轉子質量及轉動慣量等參數〔6〕(見表3)，計算上汽西門子1000 MW超超臨界汽輪發電機組軸系的前六階固有扭振頻率分別為14，21，29，56，67，136及146 Hz。機組的正常工作頻率為50 Hz，周波允許范圍為47.5～51.5 Hz，該型機組軸系固有頻率避開了1/2倍工頻、工頻、2倍工頻及3倍工頻，滿足軸系扭振固有頻率的設計準則。

表3 汽輪發電機組各轉子質量及轉動慣量

5 結論

上汽西門子1000 MW超超臨界汽輪發電機組采用多項先進技術，使軸系具有非常良好的穩定性和振動特性，滿足超超臨界參數下大型機組的安全穩定可靠運行。

5.1 采用單軸承N+1支承模式，縮短了汽輪發電機組的軸系長度，有利于安裝、維護和檢修，能夠最大限度地減少基礎變形或者軸承故障對軸系穩定性的影響;

5.2 改進的橢圓瓦技術，軸承比壓高，軸承穩定性好;軸承座落地式設計，最大限度減小低壓缸膨脹及真空等運行參數變化對軸承標高、軸系中心的影響;

5.3 膨脹及滑銷系統，采用缸體落地設計、推拉桿、波紋管補償器及低摩擦合金技術，轉子及內外汽缸膨脹順暢，并且動靜差脹小，軸系中心穩定;

5.4 全周進汽、補汽閥、斜置靜葉及汽封結構，從根本上消除了噴嘴調節運行中存在的超超臨界參數汽流激振問題;

5.5 軸系扭振設計及調頻處理，使該型機組軸系扭振固有頻率避開了可能產生共振的頻率范圍，滿足軸系扭振固有頻率的設計準則。

〔1〕朱寶田.三種國產超超臨界1000 MW機組汽輪機結構設計比較〔J〕.熱力發電，2008，(37)2:1-8.

〔2〕陳瑞克.1000 MW超超臨界汽輪發電機組軸系的穩定性〔J〕.華電技術，2008，(30)5:19-24.

〔3〕高清輝，梅海燕.波紋管補償器在1000 MW超超臨界汽輪機中的特殊應用〔J〕.熱力透平，2005，(34)3:144-164.

〔4〕張燕，耿文驥，梁旭彪，等.1000 MW汽輪發電機組軸系扭振特性的計算分析〔J〕.華東電力，2008，(36)3:98-100.

〔5〕上海汽輪機有限公司.超超臨界1000 MW等級汽輪機本體培訓教材〔S〕.

〔6〕顧衛東.大型汽輪發電機組軸系振動特性設計〔J〕.電力設備，2007，(8)10:10-12.