羅勇 牟春雨 謝強 馮義 徐曉康 孫偉

（東方電氣集團東方汽輪機有限公司， 四川 德陽， 618000）

1 前言

汽輪機動靜部件之間的通流間隙對機組安全性及經(jīng)濟性運行起著關(guān)鍵作用。 間隙過小可能導致機組運行過程中的動靜碰摩， 嚴重時會導致機組停機； 間隙過大， 漏汽量增大， 機組經(jīng)濟性難以保證。 因此汽輪機通流間隙的設(shè)計應(yīng)予以重視。本文對300 MW 反動式改造汽輪機徑向通流間隙計算分析進行了介紹。

2 某300 MW 反動式改造汽輪機結(jié)構(gòu)特點及葉頂漏汽損失

某300 MW 反動式汽輪機高中壓模塊如圖1所示。 靜子部件主要由高中壓外缸、 高壓內(nèi)缸、中壓內(nèi)缸、 中壓隔板套等組成， 其中高壓為I+12級， 中壓為11 級， 均為反動式結(jié)構(gòu)。

圖1 高中壓模塊

該機組動葉葉頂、 靜葉圍帶處均為錯齒汽封，如圖2 所示。 根據(jù)相關(guān)文獻研究， 對于300 MW的某汽輪機， 徑向通流間隙每增大0.1 mm， 其效率將下降0.11%～0.17%， 這說明漏汽損失是影響機組經(jīng)濟性的重要因素。

圖2 反動式葉片結(jié)構(gòu)

本文所列300 MW 汽輪機動葉頂部和汽封齒間留有間隙， 因前后存在壓差， 使得一部分蒸汽未做功而留到下級， 這項損失稱為漏汽損失。 葉頂漏汽量ΔGt為：

式中：μt為葉頂間隙流量系數(shù)；dp和lb分別為葉片直徑和高度；Ω為反動度；ν2t為級后理想狀態(tài)點的比體積；δt為間隙。

從式（1）可知， 葉頂徑向通流間隙與漏汽量成正比。 因此合理設(shè)計徑向通流間隙至關(guān)重要。

3 徑向通流間隙計算分析

本文所列汽輪機徑向通流間隙計算主要考慮汽輪機正常工況運行時的動靜部件脹差值、 內(nèi)缸變形量、 動葉在離心力作用下的伸長量、 安全余量等因素。

3.1 動靜部件脹差計算

動靜部件的熱膨脹不僅僅與金屬的線膨系數(shù)和直徑尺寸有關(guān)， 還取決于金屬溫度， 一般常用式（2）方法進行近似計算。

式中： Δd為直徑膨脹量；a為線膨脹系數(shù)；d0為初始直徑；t1、t0為穩(wěn)態(tài)運行溫度及室溫。

根據(jù)式（2）計算得到動葉頂部與汽封齒內(nèi)孔處的膨脹差值， 見表1。

表1 徑向膨脹差值

3.2 內(nèi)缸變形量及動葉伸長量

通過有限元軟件對高壓內(nèi)缸及中壓內(nèi)缸進行計算， 如圖3 所示， 獲得各級汽封處汽缸的機械變形量， 同時葉片受離心力作用， 其具有一定伸長量， 數(shù)據(jù)見表2。

表2 高中壓汽封處變形量及葉片伸長量

圖3 高中壓有限元計算

3.3 徑向通流間隙取值

汽輪機安裝過程中徑向通流間隙設(shè)計值δ應(yīng)滿足運行過程中動葉頂部與汽封齒間具有較小的安全余量， 采用式（3）進行設(shè)計， 計算出的通流間隙值見表3。

表3 安裝過程中的徑向通流間隙值表

4 結(jié)論

本文就某300 WM 反動式改造汽輪機徑向通流間隙計算做出了說明， 該方法是在確保機組運行的安全性和經(jīng)濟性前提下考慮到了動靜部件間的熱膨脹差、 內(nèi)缸變形量、 動葉在離心力、 安全余量等因素， 其對后續(xù)相同類型汽輪機徑向通流間隙的計算具有一定參考價值。