工业驱动用汽轮机静挠度计算

童海文，黄保华，张 科，周林航，马晓飞

（杭州汽轮机股份有限公司， 浙江 杭州 310022）

工业驱动用汽轮机静挠度计算

童海文，黄保华，张 科，周林航，马晓飞

（杭州汽轮机股份有限公司， 浙江 杭州 310022）

工业驱动用汽轮机随着功率的增加，结构尺寸也越来越大，动子和静子在自重作用下会产生不可忽略的挠曲，进而影响动静间隙的大小。根据某大功率驱动用汽轮机的实际结构，采用有限元方法计算了静态下汽缸和转子的挠度，从而给出汽轮机本体结构对动静间隙设计的影响。

汽轮机; 静挠度; 动静间隙; 有限元

0 引言

作为原动机的汽轮机具有良好的外特性，它的启动转矩大，利于被驱动机器的快速启动，且用于驱动时，很易达到机组的平衡运行，不会发生转速大幅摆动的现象[1]，因而在工业驱动中应用广泛。

随着冶金、煤化工、化肥等装置不断地大型化，相应配套驱动的汽轮机功率和结构尺寸也相应增大。为了提高汽轮机的效率，级间漏气需要控制，动静间隙不能过大。而另一方面，汽轮机结构尺寸增加后，动子和静子在自重的作用下会产生不可忽略的挠曲。因此，大功率工业驱动用汽轮机的动静间隙设计除了考虑气动方面的要求外，还需要考虑本体结构方面的要求。

1 汽轮机结构

本文中的大功率驱动用汽轮机静体部分主要包括前、后支座，外汽缸、进汽室，导叶持环，前、后轴承座及汽封体等，其中导叶持环是静叶安装在隔板套的部件；外汽缸有水平及垂直中分面，上、下汽缸及前汽缸、排汽缸之间用螺栓连接，外汽缸借助猫爪支承在支座上。转子主要包括主轴、动叶片、前后汽封、平衡活塞汽封以及盘车棘轮；新汽通过调节汽阀进入通流部分后，经过排汽缸排入凝汽器。转子上动叶与静体的静叶构成了汽轮机级，是通流部分的核心；在通流部分，蒸汽膨胀做功，热能转化为推动汽轮机转子旋转的机械能，从而驱动其他设备。具体结构如图1所示，其中1为转子，2为外汽缸，3为进汽室，4为排汽缸，5为中压导叶持环，6低压导叶持环，7为前支座，8为后支座，9为调节汽阀，10为前径向轴承，11为后径向轴承，12为推力轴承。由于本文计算的汽轮机的后汽封体是支撑在后支座上，而后支座是安装在基础底板上，后汽封体受到汽缸变形的影响小，而此处靠近轴承中心，转子变形也小，所以静挠度对后汽封动静间隙的设计影响不大。本文主要研究从前汽封开始到低压末级的本体结构对动静间隙的影响。

图1 某大功率工业驱动用汽轮机

2 汽缸和转子挠度计算

静子挠曲涉及的结构有汽缸、进汽室、导叶持环、汽封体，静叶和汽封片，如果将所有模型都直接参与计算，计算量过大。为了避免过大的计算，本文以在重力作用下挠度相对大的汽缸挠曲来表征整个静子挠曲。

外汽缸与排汽缸通过垂直中分面螺栓接缸成为一体，如图 2所示。外汽缸猫爪安装在前支座上，排汽缸侧板安装在基础底板上，从而构成了对汽缸高度方向上的约束；排汽缸侧板中间与定位块配合，从而约束了汽缸轴向移动；外汽缸下部搭子与前支座配合，排汽缸下部搭子与后支座配合，从而构成了对汽缸左右方向上的约束；外汽缸和排汽缸自身受到重力作用，进汽室、导叶持环、调节汽阀和前汽封体的重力以压力的形式作用在汽缸相应的配合面上：计算的模型中，在上述汽缸配合面上对汽缸进行约束和加载。外汽缸水平中分面、排汽缸水平中分面以及外汽缸排汽缸的垂直中分面设置摩擦接触，并对水平中分面和垂直中分面上的螺栓进行预紧加载。为了减少整个有限元计算[2-4]的节点数量，取图2中模型的一半作为研究对象，并将纵剖面设置为对称约束，从而保证模型计算的对称性。整个的计算模型如图3所示。

图2 接缸后的外汽缸与排汽缸

汽缸下半静态高度方向上的变形结果如图4所示，可看到，汽缸变形的变化梯度较大。由于本文要得到重力作用下的动静间隙，所以汽缸的挠曲就以与转子中心最接近的汽缸内壁挠曲来表征。从图 4可看出，纵剖面上的汽缸内壁线变形较大，本文在汽缸下半内壁线轴向等距地取点读取变形，如图5所示。

动子包含了转子、动叶、盘车棘轮和汽封片，如图6所示，为了简化计算，将动叶和盘车棘轮的重量以压力的形式作用在转子上；并以转子的一半作为计算对象，将纵剖面设置为对称约束，以增加网格密度来提高计算精度；转子在前后径向轴承中心处施加径向约束，推力盘处不约束，用软弹簧约束轴向的约束，如图7所示。由于实际转子与径向轴承接触面是有一定轴向长度的接触面，径向轴承支反力的合力点会比轴承中心偏向转子的重心；此外推力轴承会对转子推力盘有一定的约束作用：这两个因素都会减少转子的变形，所以按照图7计算得到的转子挠曲变形会比实际偏大，从而使模型计算得到的挠度有一定的余量。转子挠曲变形计算结果如图8所示。在转子轴线上读取对应图5中汽缸等距内壁点的挠度，如图9所示，从而得到转子的挠度曲线。

图4 汽缸静态变形

图5 汽缸内壁变形拾取点

图6 转子模型

图7 转子的挠度计算

图8 转子的挠曲变形

图9 转子相应拾取点的挠度

3 结论

按照上述计算得到的静态汽缸和转子挠度曲线如图10所示，其中轴向0位是汽缸与前汽封配合的左端面。将转子挠度减去对应汽缸挠度，就可得到相应位置的挠度差，静态的挠度差曲线如图11所示。挠度差负值表示对应位置设计动静间隙至少需要留有的间隙，例如在轴向位置1302mm处，动静间隙的设计需要为重力作用带来的变形至少预留 0.18mm的间隙。

图10 静态挠度曲线

图11 静态挠度差曲线

[1] 蔡颐年. 蒸汽轮机[M]. 西安: 西安交通大学出版社, 1988.

[2] Zienkiewicz O C, Taylor R L, Zhu J Z. The finite element method: its basis and fundamentals [M].Oxford: Elsevier Butterworth-Heinemann, 2005.

[3] Zienkiewicz O C, Taylor R L. The finite element method for solid and structural mechanics [M].Oxford: Elsevier Butterworth-Heinemann, 2005.

[4] 王勖成. 有限单元法[M]. 北京: 清华大学出版社, 2009.

Analysis on Deformation of Industrial Driving Steam Turbine

TONG Hai-wen, HUANG Bao-hua, ZHANG Ke, ZHOU Lin-hang, MA Xiao-fei
(Hangzhou Steam Turbine Co., Ltd., Hangzhou 310022, China)

With the increase of rated power of industrial driving steam turbine, the structure becomes larger and larger, and the deformation of active cell and stator cannot be ignored. The deformation of the casing and the rotor of a specified high-power steam turbine is calculated by finite element method.The deformation analysis will be helpful to the design of radial clearance between casing and rotor.

steam turbine; deformation; clearance; finite element method

TK262

A

10.16443/j.cnki.31-1420.2015.01.013

童海文（1965-），男，本科，副总工程师，主要从事汽轮机故障诊断分析、安装指导和调试工作。