9F燃气蒸汽联合循环机组汽缸变形分析与处理

刘 明， 董光明， 朱伟雄， 解 鑫

(1. 华电电力科学研究院有限公司， 杭州 310030； 2. 杭州华电半山发电有限公司， 杭州 310011)

汽轮机为火电厂的三大主设备之一，汽缸是汽轮机的外壳，其作用主要是将汽轮机的通流部分(喷嘴、隔板、转子等)与大气隔开，保证蒸汽在汽轮机内完成做功过程；此外，它还起到支承汽轮机某些静止部件(隔板、喷嘴室、汽封套等)的作用，考虑到制造、安装及检修的需要，汽缸一般制成水平对分式，即分为上汽缸和下汽缸。

汽缸处于高温、高压的工作环境下，除了承受内外压差、汽缸本身质量和汽缸内各零部件质量等引起的静载荷外，还要承受隔板和喷嘴作用在汽缸上的力，进汽管道作用在汽缸上的力，以及由于沿汽缸轴向、径向温度分布不均匀(尤其在启动、停机和变工况时)而引起的热应力，这些力易导致汽缸变形，严重影响机组的安全运行[1]。汽缸变形还将使汽轮机的通流间隙发生变化，通流间隙过大会导致机组热耗增大，通流间隙过小会导致汽轮机通流部分动静摩擦、振动加剧，从而影响机组的正常启动和安全稳定运行[2-3]。

1 机组概况

某燃气轮机电厂为STAG 109FA单轴联合循环机组，额定功率为390 MW。由PG9351FA型燃气轮机、D10型三压再热系统的双缸双流式汽轮机、390H型氢冷发电机和三压再热自然循环余热锅炉组成。燃气轮机、汽轮机和发电机采用刚性连接串联在一根长轴上，燃气轮机进气端输出功率，轴配置形式为：燃气轮机-汽轮机-发电机。汽轮机高、中压缸采用合缸布置，其简化示意图见图1。

该汽轮机高中压缸采用中间进汽、两端出汽布置，在缸体中部布置高压主蒸汽管道接口、再热热段管道接口。高压主蒸汽管道设计温度为574.9 ℃、设计压力为10.4 MPa，管道直径为305 mm、壁厚为24 mm，管道材质为A335P91。再热热段管道设计温度为574.9 ℃、设计压力为2.38 MPa，主管道直径为641 mm、壁厚为15 mm；主蒸汽调节阀(简称主汽门)前支管直径为464 mm、壁厚为12 mm，管道材质为A335P91，主汽门后支管直径为457.2 mm、壁厚为19.05 mm，管道材质为A335P22。

图1 高中压缸外形简图

邻近汽缸接口管段的管道布置见图2、图3。为承担主汽门的集中载荷，在高、中压主汽门上均直接布置恒力吊架。

图2 高压主蒸汽管道布置

图3 再热热段管道布置

2 检修故障

在机组检修阶段，需要对汽轮机通流间隙进行测量记录[4]，隔板与汽缸直接连接，转子为独立结构。阻汽片表面与转子表面的距离(记为A、B)的变化可以反映汽缸的变形情况。因此，笔者选取高压缸隔板上阻汽片与转子表面的距离为研究对象。高压缸总共有12级隔板，从高压主蒸汽管道进汽端到再热冷段管道出汽端依次编号为N1～N12。现场测试上、下汽缸结合面位置左右两侧阻汽片表面与转子表面的距离，测试位置示意图见图4。

图4 测试位置示意图

为保证检修质量，在检修各阶段对通流间隙进行测量，结果见表1，其中：工况一的检测时间为检修第一次揭缸后，此时转子未吊起、管道阀门也未开始检修，测量数据基本反映了检修前的通流间隙状态；工况二为转子复装后的第一次测量，此时管道阀门已经开始检修，测量数据显示转子、隔板、阻汽片不同心，此时检修人员未考虑汽缸变形，便准备通过调整隔板位置使转子、隔板、阻汽片同心，使通流间隙满足标准要求；工况三的数据为调整后的测量数据；工况四为检修末期准备重新扣缸前，对通流间隙进行了最后一次测量，此时管道阀门已经检修重装。工况四的测量数据反映出左右侧间隙数据不对称，汽缸-隔板组合体向x轴负方向变形，且从进汽端到出汽端，变形量逐渐减小。对比工况二的测量数据，可以发现在工况二条件下，间隙分布趋势一致、方向相反。这说明工况三的调整工作可能是错误的，工况二测量数据异常的主要原因应该是汽缸变形。

表1 通流间隙测量数据 mm

3 原因分析

在检修过程中，汽缸产生了变形。仔细分析汽轮机检修各过程工序，未发现不当操作情况，数据的测量过程也完全按照操作规范进行，测量数据应该是可靠的。因此，考虑是汽缸连接管道的推力/力矩改变导致汽缸变形[5]。结合管道布置及相应的检修情况，与高中压缸连接的主要管道中，高压主蒸汽管道、再热热段管道均因主汽门检修需要将阀门盖板、阀芯及阀门控制结构完全拆卸。高压主蒸汽管道为一路管道与汽缸连接，上面布置一组高压主汽门，再热热段管道分为两路支管与汽缸连接，每路支管上个布置一组中压主汽门。现场吊装测试显示，每组主汽门检修过程中拆卸下来的部件(盖板、阀芯及阀门控制结构等)质量均约为3 t，机组检修时，三组阀门均全部拆卸检修。现场检查显示阀门拆卸后管道竖直向位移变化显著，这主要是因为阀门拆卸质量较大，且阀门处均布置恒力吊架，输出载荷恒定，当管道和阀门的总质量减小时，吊架输出载荷不变，将拉动管道向上位移。

为详细分析管道阀门检修对汽缸的影响，采用CAESAR II软件建立高压主蒸汽管道、再热热段管道计算模型，根据设计资料建立正常工况下的理论冷态计算模型，然后在该模型的基础上维持所有吊架载荷不变，只将三组主汽门的质量各减小3 t进行冷态工况计算，以模拟阀门检修工况，然后对比两组工况下管道对汽缸推力F/力矩M变化情况，计算结果见表2。

表2 端口推力/力矩计算结果对比

由表2可得：在阀门检修工况下三组管道接口的端口推力/力矩均有增大，并且y方向力矩的改变最为显著。机组检修时将上汽缸揭开，只有下汽缸受力，汽缸刚度明显减小，在主要连接管道端口推力/力矩显著增大的情况下，高中压汽缸在中部进汽管道聚集部位产生严重变形。

在阀门检修工况下吊架拉动管道向上位移，还会导致汽缸接口端第一个弯头处的一次应力显著提高，对管道安全运行不利，应力计算结果见表3。

表3 弯头处的一次应力计算结果对比

4 处理措施

汽缸变形的主要原因是拆装主汽门引起管道位移变大，引起管道端口推力/力矩显著增大[6]，在该设计中主汽门处均布置了恒力吊架，未固定其竖直向位移。在设计中一般仅考虑正常设计工况下(停机冷态、运行热态)的推力/力矩，并确保其在合格范围内，并未考虑检修中阀门拆卸状态下的管道端口推力/力矩[7]。对于固定式主汽门，检修拆卸阀门对管道位移没有影响，也不会导致管道端口推力/力矩改变；而对于浮动式主汽门，则会导致管道端口推力/力矩变化，进而使汽缸变形。因此，在检修主汽门过程中，应首先固定管道。

目前，固定管道通常可以采用锁定恒力吊架或直接固定管道。由于现场恒力吊架所处位置较高，且恒力吊架的锁定结构也不完整，不方便采用锁定恒力吊架；直接固定管道的方法则是在阀门前后两端用槽钢做成框架箍住管道并焊接固定在钢梁上，该方法施工量较大，安装拆卸均较为麻烦。笔者提出了一种浮动式主汽门检修过程中的固定结构，该固定结构不改变原有吊架结构，而是借用原有吊杆，通过在阀门下方设计反向刚性承载结构实现阀门在竖直方向上的双向固定(同时对水平向位移也有一定的控制效果)，具体结构见图5。

图5 浮动式主汽门检修过程中的固定结构示意图

在初始安装该固定结构时，首先，需要在螺纹吊杆上添加一颗六角螺母，将其固定在阀门吊耳的上方，用于反向承力；其次，从上至下依次安装花篮螺丝、左右螺纹吊杆、U形耳子和单孔吊板；最后，调节该固定结构的高度至单孔吊板正好置于生根梁的上表面，并焊接固定。检修结束后，松弛花篮螺丝至固定结构不受力状态，然后拆卸U形耳子上的组件螺栓，从而实现该固定结构的完全松弛。下次检修时，将螺栓重新安装，并收紧花篮螺丝至刚性结构受力状态，即可实现阀门在竖直方向的固定。该结构简单合理，安装和拆卸均十分便捷，在后续操作过程中，只需要在平台上旋拧花篮螺丝即可实现承力结构的收紧与松弛，操作方便且调节范围较大，可以多次重复使用。

5 实际应用效果

在该电厂同类型的第二台机组检修时，按照上述处理方案并根据现场安装尺寸，制作了主汽门固定装置的所需备件，在阀门检修前将所有备件安装完毕，标记主汽门及附近管道定位高度，阀门拆卸完毕后对比原定位高度数据，显示管道定位高度及水平位置未改变，说明加装了主汽门固定装置后对主汽门及管道的固定作用明显。与此同时，在阀门拆卸前后对汽轮机通流间隙进行了测量，结果见表4。测量结果显示主汽门拆卸前后，汽轮机通流间隙没有变化。通过该主汽门固定装置可以有效固定管道，防止其在检修过程中发生位移，进而确保汽缸不异常变形。

表4 阀门拆卸前后汽轮机通流间隙

6 结语

(1) 针对某燃气轮机电厂检修过程中通流间隙测量数据的异常情况，初步分析原因为高中压缸在检修过程中产生了变形，并根据现场检修情况，初步判断为汽缸连接管道接口处端口推力/力矩改变导致了汽缸变形。

(2) 通过对高压主蒸汽管道、再热热段管道的计算分析得知在阀门检修工况下三组管道接口处端口推力/力矩均有所增大，并且y方向力矩的改变最为显著，再加上检修过程中只有下汽缸受力，汽缸刚度明显减小，导致了高中压汽缸在中部进汽管道聚集部位严重变形。

(3) 提出了一种浮动式主汽门检修过程中的固定结构，在不改变原有吊架结构的情况下，借用原有吊杆，通过在阀门下方设计反向刚性承载结构实现阀门在竖直方向上的双向固定。