機組升級改造中的軸系設計方案分析

郎 欣

(上海電氣電站設備有限公司汽輪機廠，上海 200240)

為了落實《煤電節能減排升級與改造行動計劃(2014—2020年)》，挖掘出既有煤電機組的節能潛力，國家能源局提出了利用成熟技術，對亞臨界煤電機組實施系統性改造，降低能耗的目標，以達到同類機組先進水平[1]。目前國內已經完成了多臺300 MW等級和600 MW等級的改造項目，軸承座位置不變，整個軸系標高變化不大。岱海汽輪機改造項目是由上海汽輪機廠設計生產制造的首臺將主、再熱進汽溫度由亞臨界參數提升到超超臨界參數的機組項目，也是首臺由“濕冷”改造為“空冷”的大容量機組項目。設計人員將先進的整體通流葉片技術(Advanced Integral Blade Technology, AIBT)[2]運用到亞臨界600 MW改造機組中，實現了跨代改造，降低煤耗。

由于該改造項目通流結構的大范圍改動，軸承間跨距變長，兩個低壓轉子軸承間跨距由原來的5 740 mm改為6 000 mm，而發電機安裝情況沒有改變，原有軸系找中方案無法滿足要求。低壓轉子跨距的增加，以及機組設計時將亞臨界機組特點與超超臨界機組特點[3]的全面融合，給軸系分析帶來巨大的挑戰。本文對比了多種軸系找中方案，得到既能滿足軸系設計要求，又能滿足改造機組現場調整標高要求的方案，保證機組改造后能夠安全穩定運行。

1 軸系找中方案介紹

此次改造是在機組使用多年后對局部結構進行替換升級，在制定改造方案時需要掌握原有機組的軸系找中情況，改造前的軸系靜態數據如表1所示，機組改造前后的跨距和靜撓度數據如表2所示。在汽輪機改造方案中，設計人員優化了轉子通流設計，使高壓轉子和中壓轉子軸承間跨距與改造前相同，而兩個低壓轉子軸承間跨距由原來的5 740 mm改為6 000 mm，發電機安裝標高只允許微調。機組改造后，軸系總長不變(受轉子熱脹影響略有差別)，依然采用雙軸承支撐結構，軸承采用四瓦可傾結構，軸承直徑不變，軸承寬度略有變化。

表1 機組改造前軸系靜態數據

表2 機組改造前后跨距和靜撓度對比

在改造方案中，低壓轉子軸承間跨距增加，需要將原先座缸式軸承座改為落地式軸承座。汽缸形式和通流設計采用超超臨界機組設計風格，而軸承卻沒有采用袋式軸承，而是采用可傾瓦軸承，并且也沒有采用單支撐結構，而是在原有機組的軸系大框架下，更換了低壓軸承座、多根轉子和汽缸。改造對于軸系的固有頻率有些影響，而對于機組的軸系找中影響很大，特別是安裝標高的調整，需要在多方案之間進行比較。

1.1 超超臨界機組特點的計算模型

機組改造方案中，轉子和汽缸設計都采用超超臨界機組設計風格，因此首先采用超超臨界機組特點的軸系分析方案，作為方案1。計算模型以聯軸器處張口錯位為零為依據，將各根轉子連接成軸系。圖1為方案1計算軸系模型示意圖，該方案以低壓轉子LP1的兩個軸承為零位，將多根轉子連接成軸系，由于該方案改用落地式軸承座，低壓軸承標高不需要冷態抬高，由此得到了理想狀態下各個軸承處的標高值。

圖1 方案1計算軸系模型示意圖(下方數值表示標高量，單位mm)

計算的理想標高數據如表3所示，與改造前原始安裝標高相比較，1號瓦軸承需要抬高約4 mm，發電機側勵磁機軸承至少需要調整8 mm。由于主油泵的關系，1號軸承抬高量有限，而發電機側盡量不做調整，因此，如果改造后采用聯軸器“零碰零”安裝，標高改動太大，無法滿足現場安裝的要求。

1.2 亞臨界機組特點的計算模型

機組改造時雖然采用了超超臨界機組的設計特點，但依然沿用主油泵放置在汽輪機機頭的傳統配置，汽輪機軸承都采用可傾瓦形式，軸系采用雙支撐結構，與原有亞臨界機組特點相近，因此，可以根據亞臨界機組特點進行軸系找中方案設計，作為方案2。計算模型以轉子軸承處彎矩為零為依據，將各根轉子連接成軸系。方案2同樣以低壓轉子LP1的兩個軸承為零位，計算軸系模型示意圖如圖2所示。理想狀態下各個軸承處的標高值如表4所示。

表3 方案1理想標高與原始標高值對比

表4 方案2理想標高與原始標高值對比

圖2 方案2計算軸系模型示意圖

方案2計算得到的理想安裝數據與改造前的安裝標高相比，汽輪機側的標高變化量都在1 mm以內，調整最大處為低壓轉子LP2的發電機側軸承8號瓦，調整量為0.89 mm，滿足現場安裝時調整的要求。而發電機側3個軸承標高調整量都比較大，9號瓦需要調整1.44 mm，10號瓦需要調整3.43 mm，11號瓦需要調整3.92 mm。本次改造對發電機并沒有大的改動，因此無法滿足約4 mm的標高調整量。但是與方案1計算得到的理想安裝標高相比，方案2計算得到的理想標高值需要調整的量由最高的8 mm減小到 4 mm，與改造前的安裝標高更接近。方案2理想計算軸承比壓(壓強)與原始數據如表5所示，各軸承比壓在合理范圍內。分析認為，在方案2計算結果的基礎上進行微調，能夠得到比較合理的方案。

表5 方案2理想計算軸承比壓與原始數據對比

1.3 軸系找中優化方案

為了優化方案2，參考改造前發電機機組的安裝數據，采用改造前發電機機組的安裝標高，僅調整理想計算結果中聯軸器處張口的錯位值，從而影響各個軸承的載荷分布，以滿足改造機組軸系找中的要求。該方案稱為方案3

在理論模型中，方案3對零位參考點的右側，即低壓LP2轉子和發電機轉子標高進行調整，將其調整到改造前的標高值，即7號瓦標高由0.87 mm調整為4.85 mm，8號瓦標高由4.19 mm調整為3.15 mm，發電機9號瓦標高從6.29 mm調整為4.85 mm，10號瓦標高從22.60 mm調整為19.17 mm，11號瓦標高從28.63 mm調整為24.71 mm。調整后得到新的聯軸器張口錯位值，不同方案對比結果如表6和表7所示。

表6 方案2和方案3的張口錯位值對比

表7 原始狀態、方案2和方案3的比壓對比

與方案2相比，低壓LP2轉子和發電機轉子標高調整到改造前的數值后，6號瓦比壓變小，7號瓦比壓變大，8號瓦比壓變小，9號瓦比壓變大，但變化幅度較小，在可調整的范圍內。6-7號聯軸器處雖然標高調整量不大，但是張口值調整量最大，導致該處載荷分布變化最明顯，調整后的軸系安裝數據能夠滿足現場軸系找中的要求。

綜合以上分析，在亞臨界機組改造為超超臨界機組的過程中，軸系分析方法可以采用亞臨界機組特點的計算模型，在得到理想標高后對各別軸承標高做局部調整，以滿足改造后軸系數據設計要求，即采用方案3。

2 軸系臨界轉速考核

在方案3的軸系找中方案下，計算汽輪機軸系各跨轉子的臨界轉速，計算結果如表8和圖3所示。阻尼臨界轉速能夠滿足設計要求：當機組額定功率超過50 MW時，要求在額定轉速下軸系各階臨界轉速下的對數衰減率大于0.065。該方案下臨界轉速計算結果對數衰減率均大于0.065，各階臨界轉速都能避開工作轉速的±10%范圍，且避開量較大，能滿足考核標準，說明該機組具有良好的穩定性。

表8 軸系各軸承處臨界轉速的計算結果

(a) 低壓轉子LP1一階臨界轉速

(b) 低壓轉子LP2一階臨界轉速

(c)中壓轉子IP一階臨界轉速

(d) 高壓轉子HP一階臨界轉速

3 結 論

本文介紹了亞臨界機組改造為超超臨界機組的升級改造項目中，將軸系兩個低壓轉子軸承間跨距由原來5 740 mm改為6 000 mm后的軸系找中分析情況，對比了3種軸系找中方案，分析認為，軸系分析方法可以采用亞臨界機組特點的計算模型，在得到理想標高后對個別軸承標高做局部調整，以滿足改造后軸系數據設計要求。其他軸系數據均能滿足考核標準，機組投運后振動和瓦溫都能滿足設計要求。本文研究得到的軸系找中方案也可以應用到其他改造機組中，在現場標高調整范圍有限的情況下，保證機組能夠安全穩定運行。