汽輪機徑向間隙影響因素及敏感性分析

于磊, 張遠, 蔣宇

（1.哈爾濱電氣股份有限公司，哈爾濱150001；2.哈爾濱汽輪機有限責任公司，哈爾濱150046）

0 引言

汽輪機的徑向間隙包括軸封間隙以及葉頂汽封間隙，汽輪機徑向間隙的合理化設計，是影響汽輪機熱效率和熱經濟性的主要因素，同時也是汽輪機安全運行的可靠保證。

若通流徑向間隙設計過大，級效率就會減少，在一定程度上會影響汽輪機的運行效率。孫啟德[1]指出，高壓缸葉頂汽封間隙優化值達到0.2 mm，汽缸效率最大可提高2.3%。苑志軍[2]指出，高壓渦輪葉頂間隙每增加0.254 mm，燃油消耗率將近似增加1%，排汽溫度增加10℃。同時，若高中壓軸封間隙設計過大，則可能造成汽輪機油中帶水；若低壓軸封間隙過大，真空系統嚴密性就會降低。

若汽封徑向間隙設計過小，將導致機組運行時產生動靜碰磨，使機組振動過大，造成多次無法順利啟機。同時機組持續動靜碰磨會造成大軸彎曲，影響關鍵零部件的壽命。若機組徑向間隙設計不合理，沒有考慮軸承變形、油膜抬升以及汽缸變形等因素，使機組運行時徑向間隙不均勻，將導致機組高負荷下產生汽流激振而無法帶滿負荷。

綜上所述，合理地設置徑向間隙是十分必要的。本文總結影響計算汽封徑向間隙的因素，并通過對影響因素的敏感性進行分析，從而得到汽輪機運行時影響因素變化對徑向間隙的影響。

1 安裝間隙

安裝間隙是冷間隙和偏置的差值。冷間隙是徑向間隙的設計值，安裝間隙是安裝過程中考慮了偏置后的間隙。當考慮轉子偏置，靜止件的偏置以及轉子靜撓度后安裝間隙不會是上下左右相同的數值，而是橢圓形，這樣才能保證運行時靜止部件與轉子同心。冷間隙的設計值可以通過計算運行時的熱間隙進行調整，如運行時的熱間隙過大，則間隙余量過大，影響了機組效率，因此適當減小冷間隙設計值；如運行時的熱間隙過小，則間隙余量過小甚至產生零間隙或者負間隙，從而運行時會產生碰磨，因此適當增加冷間隙設計值。下面以AP10000為例進行研究。冷間隙的設計值如表1、表2所示，偏置示意圖如圖1所示。

表1 AP1000冷間隙設計值（高壓） mm

表2 AP1000冷間隙設計值（低壓） mm

圖1 偏置示意圖

2 運行時的熱間隙

圖2 動葉熱間隙（即葉頂汽封）

圖3 靜葉熱間隙（即軸封間隙）

安裝間隙為各徑向間隙的初始狀態，運行時由于各影響因素而發生變化，因此運行時熱間隙是通過各影響因素計算而得，熱間隙具體示意圖如圖2、圖3所示。熱間隙的具體計算方法為安裝間隙與各影響因素的代數和（使間隙增大的因素為正，使間隙減小的因素為負）。

3 影響徑向間隙的主要因素

影響徑向間隙的因素主要包括油膜厚度引起的轉子提升、軸承座的熱膨脹、外缸貓爪的熱膨脹、軸承箱的熱膨脹、靜葉膨脹、動葉膨脹、輪盤的膨脹、靜止部件的膨脹、壓載引起的內缸支撐撓度、基礎變形等。下面詳細介紹各個影響因素。

3.1 由于油膜厚度導致的轉子提升

圖4 油膜厚度所致的轉子提升示意圖

如圖4所示，工作轉速下由于油膜厚度的變化使轉子升高并有偏心，油膜厚度的變化使頂部間隙減小，底部間隙增大，根據旋轉方向左右間隙分別減小和增大。

3.2 軸承座的熱膨脹

如圖5中的②，軸承座的熱膨脹可導致轉子提升，使底部間隙增大，頂部間隙減小。這個值可由熱脹公式（包含軸承座的高度、溫度及線脹系數）得到。

圖5 軸承座、外缸支撐及外缸支撐下的徑向變形示意圖

3.3 外缸支撐的熱膨脹

外缸支撐的熱膨脹指的是外缸貓爪的熱膨脹變形，使底部間隙減小，頂部間隙增大。這個值可由熱脹公式得到。

3.4 高壓外缸支撐下的熱膨脹

外缸支撐下的熱膨脹是指支撐高壓外缸的軸承箱的熱膨脹變形。熱膨脹變形的結果使底部間隙減小，頂部間隙增大。

3.5 靜葉膨脹

汽輪機運行時，由于溫度的提升，會引起靜葉的熱膨脹，靜葉的熱膨脹使上下左右間隙均減小。靜葉熱膨脹計算公式為：

靜葉熱膨脹=靜葉全長×線脹系數×（溫度-環境溫度）。

3.6 動葉膨脹

動葉膨脹包括以下四項：1)動葉片的熱膨脹。動葉片因熱膨脹而產生徑向增長。動葉熱膨脹的結果使得上下左右間隙都減小。采用熱脹公式計算。2）離心力膨脹。在工作轉速時，動葉因受離心力的作用而產生彈性變形。變形結果使上下左右間隙都減小。3）圍帶變形。汽輪機轉動時，葉片圍帶受離心力的作用沿徑向向外撓曲。變形的結果使上下左右間隙都減小。4）扭轉恢復。汽輪機長葉片根據空氣動力學要求制成扭轉葉片，由于扭轉葉片纖維成螺旋線狀，旋轉運動時其離心力對動葉片產生一個附加扭曲，稱為扭轉恢復。動葉片的扭轉恢復使上下左右間隙減小。

3.7 輪盤的膨脹

汽輪機輪盤的膨脹包括離心力膨脹和熱膨脹，膨脹結果使上下左右間隙均減小。可通過有限元計算獲得。

3.8 靜止部件的膨脹

靜止部件的膨脹主要是指汽缸及隔板套的熱膨脹，膨脹的結果是使上下左右間隙增大。

圖6 壓載引起的內缸支撐撓度變形示意圖

3.9 壓載引起的內缸支撐撓度

如圖6中的尺寸①是低壓內缸上下半缸壓差引起的汽缸支撐的變形，結果是使頂部間隙減小，底部間隙增大。

3.10 基礎變形

支撐汽輪機基礎的變形，由建筑部門提供。

4 敏感性分析

下面以AP1000高壓電端第2級靜葉間隙為例，對影響因素的敏感性進行分析。主要針對的影響因素有軸承座導致的轉子抬升，軸承箱導致的汽缸抬升以及上下半缸的溫差導致的膨脹不均。此三個因素，由于在實際運行過程中較容易發生，軸承溫度過高或過低，軸承供油或回油溫度過高或過低，以及上半缸溫度升高，都會導致計算時使用的溫度與實際溫度產生差異。

表3 不同溫度下運行時的熱間隙及變化率 mm

4.1 軸承座的熱膨脹

軸承座的熱膨脹在計算過程中取的溫度為60℃。在實際運行中，軸瓦溫度升高或降低，將直接影響徑向間隙的計算。溫度不同產生的軸承座熱膨脹不同對運行時熱間隙的影響也不同，具體見表3所示。

說明：括號內百分數為變化率，變化率=（不同溫度下的計算結果-60℃的計算結果）÷60℃的計算結果。

通過計算結果我們可以看到，軸承座的溫度不同，會對軸承座的熱膨脹產生影響，從而對運行時的熱間隙影響很大，在溫度降低20℃時上間隙增大53%，下間隙減小26%；在溫度提高20℃時上間隙減小53%，下間隙增大26%。

4.2 軸承箱的熱膨脹

表4 不同溫度下運行時的熱間隙及變化率 mm

軸承箱的熱膨脹在計算過程中取的溫度為75℃，軸承箱的熱膨脹將汽缸抬升，導致上間隙增大，下間隙減小。在實際運行中，軸承箱溫度升高或降低，將直接影響徑向間隙的計算。溫度不同產生的軸承箱熱膨脹不同對運行時熱間隙的影響也不同，具體見表4所示。

說明：括號內百分數為變化率，變化率=（不同溫度下的計算結果-75℃的計算結果）÷75℃的計算結果。

通過計算結果我們可以看到，軸承箱的溫度不同，會對軸承箱的熱膨脹產生影響，從而對運行時的熱間隙影響很大，在溫度降低20℃時上間隙減小45%，下間隙增大21%；在溫度提高20℃時上間隙增大45%，下間隙減小21%。

4.3 上下半缸溫差不同

我們在計算上下半缸的變形時，采用的是有限元的計算方法，計算過程認為上下半缸接觸的蒸汽溫度相同。但往往在機組實際運行中會產生上下半缸溫度不同，因此下面計算上下缸不同溫差時的機組運行時的熱間隙，具體見表5。

表5 上下半缸不同溫差時的熱間隙及變化率 mm

說明：括號內百分數為變化率，變化率=（不同溫度下的計算結果-溫度相同時的計算結果）÷溫度相同時的計算結果；此處上下缸溫差指的是下缸溫度不變，上缸溫度升高或降低。

通過計算我們可以看到，上下缸的溫差會產生上下缸的膨脹不均勻，從而影響了運行時的熱間隙。本文僅考慮下缸溫度不變時上缸溫度上升或下降時對運行時熱間隙的影響，其他情況不在此敘述。在上下缸溫差達到30℃時，上間隙增大或減小86%。

5 結論

本文通過對汽輪機徑向間隙影響因素的分析，以及對影響運行時熱間隙的敏感因素進行分析，發現通過合理設置冷間隙，以及在計算過程中充分考慮影響徑向間隙的因素，能夠使得計算結果更貼近實際運行時的情況。同時，對影響徑向間隙敏感性的因素進行分析，發現軸承座熱膨脹導致的轉子抬升，軸承箱熱膨脹導致的汽缸抬升以及上下半缸的溫差導致的膨脹不均，此三個因素都會對汽輪機運行時的徑向間隙產生很大影響。