韋 俊,許 亮,李雨薇,王 超,姚福鋒

(中國船舶第七○三研究,黑龍江 哈爾濱 150078)

節(jié)能裝備的設計和研發(fā)是實現(xiàn)我國“雙碳”目標重要的支撐。與發(fā)達國家相比,我國的能源利用效率還相對偏低,因此加大節(jié)能設備研發(fā)是提高能源利用效率、實現(xiàn)碳排放達峰目標的重要抓手。

“十三五”期間,我國關停了大量燃燒效率低、環(huán)保排放不達標的中小型發(fā)電機組、小型供熱和工業(yè)鍋爐。目前,在運行或新上的發(fā)電機組主要是超臨界和超超臨界機組。這些機組將逐漸擔負起向其周邊的石油化工、煤化工、冶金和鋼鐵等行業(yè)供應次高壓參數(shù)蒸汽的任務。超臨界參數(shù)蒸汽需要減溫減壓,不但會造成極大能量的損失,而且容易引發(fā)安全事故。

自2018年起,利用超臨界、亞臨界火電機組向其周邊熱用戶供應4～6.5 MPa蒸汽的論證方案已經(jīng)比較充分,同時開始使用小容量超臨界高背壓汽輪機替代減溫減壓器驅動發(fā)電機、泵、風機和壓縮機等設備,實現(xiàn)了能源綜合梯級利用,并提高了系統(tǒng)的安全性。但遺憾的是,國內(nèi)尚無成熟汽輪機產(chǎn)品可供選擇。

從目前國內(nèi)外汽輪機公司公開可查到的資料來看,其研制生產(chǎn)的背壓式汽輪機超高蒸汽參數(shù)為最大進汽壓力12 MPa、進汽溫度530 ℃,設計排汽壓力<3.5 MPa,功率等級覆蓋面很大,該參數(shù)只可用于大容量的冷凝式發(fā)電機組。背壓變化范圍在4～6.5 MPa的小容量超臨界高背壓汽輪機目前市場還沒有相關應用產(chǎn)品,設計方法也沒有相關的文獻研究。

從國內(nèi)外汽輪機發(fā)展歷程來看,國外汽輪機廠家一直走在技術前沿,有很多設計經(jīng)驗和技術儲備,只要有市場需求,就能快速生產(chǎn)出產(chǎn)品,用戶在國內(nèi)沒有成熟產(chǎn)品的情況下,不得不采用國外定制設備。由于近年來國內(nèi)外疫情以及國際局部沖突影響,外購設備的成本上升,同時貨期也很難以得到保障,因此,推進此類汽輪機產(chǎn)品的設計研發(fā)顯得尤為重要和緊迫。

在此背景下,本文提出了小容量超臨界高倍壓汽輪機的設計方法,具體如下:汽輪機采用正向設計思路,根據(jù)設計參數(shù)進行熱力方案計算,確定通流結構,進行汽輪機結構設計,最后對筒型汽缸汽輪機特殊裝配過程可行性進行分析。該設計方法有助于該類裝備的快速設計和校核,可推進裝備的研發(fā)和應用。

1 汽輪機通流設計

1.1 熱力設計

根據(jù)市場調(diào)查,蒸汽量最大約250 t/h,汽輪機進汽壓力24.2 MPa、566 ℃,排汽壓力4～6.5 MPa。因此,為了適應機組在以后市場上的通用性和系列化設計,在熱力計算方案中,按照25 MW等級進行設計,背壓定為4.0 MPa。

由于汽輪機進、出口蒸汽參數(shù)壓差大,若采用反動式通流結構形式則會造成推力軸承太大,因此在通流方案設計中采用沖動式結構。根據(jù)機組母型結構特點,汽輪機為全周進汽,調(diào)節(jié)方式采用節(jié)流調(diào)節(jié)。根據(jù)基本設計參數(shù),采用IAPWS—1997的一系列公式計算水和水蒸氣物性數(shù)據(jù)。

根據(jù)熱力過程方程【1】可知:

(1)

式中:p0——狀態(tài)0處的壓力,MPa;

v0——狀態(tài)0處的比容,m3/kg;

p1——狀態(tài)1處的壓力,MPa;

v1——狀態(tài)1處的比容,m3/kg;

k——多變系數(shù);

C——常數(shù)。

連續(xù)性方程【1】見式(2)。

Ac=Gv

(2)

式中:A——出口面積,m2;

c——出口處的速度,m/s;

G——流量,kg/s;

v——比容,m3/kg。

能量方程【1】見式(3)。

(3)

式中:c1s——出口理論速度,m/s;

c0——進口實際的速度,m/s;

i0——進口焓值,kJ/kg;

i1s——出口理論焓值,kJ/kg;

h1s——焓降,kJ/kg。

采用式(1)～式(3)進行詳細計算,可得超臨界高背壓汽輪機級的有效焓降為:

hi=hu-∑Δhi

(4)

式中:hi——有效焓降,kJ/kg;

hu——輪周焓降,kJ/kg;

Δhi——除輪周損失外級的各項損失,kJ/kg。

級的內(nèi)功率為:

Ni=G×hi

(5)

式中:Ni——級的內(nèi)功率,MW;

G——通過級的流量,kg/s。

級的內(nèi)效率為:

(6)

式中:ηi——級的內(nèi)效率,%;

汽輪機的功率為:

P=∑Ni

(7)

式中:P——汽輪機的功率,MW。

汽輪機通流結構的幾何參數(shù)如表1所示,通流采用10個壓力級,額定功率25 MW,額定轉速6 300 r/min,額定進汽量241 t/h。

表1 通流結構的幾何參數(shù)

1.2 通流設計

上世紀60年代,前蘇聯(lián)對噴嘴子午面收縮型線的效果進行了大量的研究,М. Е. ДЕЙЧ等【2】對8種不同的子午面型線進行了對比試驗,試驗結果如圖1所示。從試驗結果來看,方案1水平的噴嘴子午面結構損失是最大的,方案5效果最優(yōu),損失最小,兩種方案損失差約為2.5%。

圖1 不同子午面收縮型線對噴嘴葉柵的影響【2】

莫斯科動力學院也進行了相似的試驗,其結果與М. Е. ДЕЙЧ的結果相近,約為2.5%。列寧格勒金屬工廠的結果是由壁面型線所得到的,效率增益大于0.6%～0.8%。從平面葉柵試驗得知,型線壁附近的能量損失系數(shù)與非型線壁附近是一樣的,而型線壁對面端壁附近損失系數(shù)卻明顯降低【3】。此外,外緣壁的型線引起的壓力梯度可使沿通流部分高度的反動度變均勻,減小了通過外緣間隙的泄漏量。

相比于超臨界大機組的流量,該汽輪機屬于小容量機組,超臨界參數(shù)下,蒸汽比容小,各級葉片高度低,端部損失大,造成通流部分效率低。傳統(tǒng)設計中習慣將葉片較短的噴嘴設計成圖1方案1的結構,為了在實際運行中能提高通流效率,本文采用(如圖2所示)的通流子午面收縮型線形式,流道進口處的高度比出口截面大得多,而且在流道轉折后高度急劇減小,使汽流在斜切部受到強烈壓縮。

圖2 通流子午面收縮型線形式

采用噴嘴子午面收縮型線可提高汽輪機通流效率,但目前并不知道效率提高的具體幅值和計算方式,因此在進行熱力計算時,未考慮效率增加的部分。汽輪機實際運行中,其效率會優(yōu)于計算值,汽耗率也會低于計算值。

2 汽輪機結構設計

小容量超臨界高背壓汽輪機單缸、單流、背壓式的結構布置和運行方式不同于陸用超臨界大機組,設計上存在較大的差異性,主要需解決以下問題:

1) 汽輪機需要在不影響超臨界大機組運行的情況下與系統(tǒng)連接或斷開,要求其同時具備安全性和快速啟停的能力;

2) 較小的轉子在汽流輕微擾動下容易引起轉子振動;

3) 前軸承座承受機頭的巨大熱量,容易造成前支持軸承溫度過高。

2.1 總體結構

超臨界參數(shù)下,蒸汽壓力和溫度高,常規(guī)設計的汽缸中分面法蘭寬厚,且螺栓粗長。具有水平中分面法蘭汽輪機外形結構如圖3所示。由圖3 可見,中分面法蘭沿汽缸軸向不均勻,超高的壓力下,汽缸中分面容易發(fā)生泄漏。此外,寬厚的法蘭使得汽輪機的啟停過程需要更長的時間。

圖3 具有水平中分面法蘭汽輪機外形結構

為了滿足機組的安全性,避免因超臨界參數(shù)造成汽缸中分面法蘭寬厚,將汽輪機汽缸設計為筒型無中分面結構(如圖4所示),以使其在滿足強度要求的同時適應機組的快速啟動。

圖4 汽輪機汽缸設計為筒型無中分面結構

汽輪機主要由汽缸、隔板及隔板持環(huán)、轉子、汽封、推力軸承、支持軸承、軸承座以及固定裝置等組成;汽缸由前、后兩部分組成,前汽缸在排汽端設置垂直面法蘭與后汽缸連接。隔板持環(huán)也采用筒型結構,設計成分段式,中間通過螺栓和定位銷連接成一體。前、后軸承座分別搭在汽缸前、后端,通過鍵、銷和螺栓進行固定和連接。

筒型汽缸汽輪機的設計理念是將整體逐個拆分為各個功能部套,各部套之間的配合及間隙通過機械加工保證,裝配質(zhì)量不太依賴從業(yè)人員的業(yè)務素質(zhì)及工藝路線。而傳統(tǒng)結構汽輪機的裝配類似散件組裝,各部套之間的調(diào)整,主要依靠現(xiàn)場工人的經(jīng)驗和手法,人為因素對裝配結果影響很大。此外,這種筒型汽缸汽輪機結構在進行通流調(diào)整時,不像傳統(tǒng)汽輪機那樣是在半缸狀態(tài)下進行的,而是合缸整體一起調(diào)整,以保證汽輪機冷、熱態(tài)通流部分的同心度,提高動、靜間隙周向的均勻性。汽缸內(nèi)通流部分的靜止部套與傳統(tǒng)結構汽輪機相比,內(nèi)部裝配零件少,各部套之間不需要設置裝配間隙、定位凹槽等,部套之間的密封方式是依靠機械加工面的密合阻止漏汽,從而減少通流靜止部件之間內(nèi)漏。

2.2 汽封結構

國外有的汽輪機廠初期設計的超臨界汽輪機組,在運行開始時出現(xiàn)過轉子低頻振動現(xiàn)象,后來通過改變汽封結構,并選擇合適的汽封間隙,使轉子低頻振動問題得到成功解決【4】。

汽輪機前、后端汽封密封壓力高,可確保密封安全、可靠。借鑒超臨界機組密封形式,采用梳齒密封結構,其端汽封泄漏量計算按式(8)進行【3】。

汽封末端蒸汽未達到臨界狀態(tài)時的泄漏量為:

(8)

式中: ΔG——泄漏量,kg/s;

d——汽封直徑,m;

δ——汽封間隙,m;

P1、P2——分別為密封前、后壓力,MPa;

z——汽封齒數(shù);

v1——密封蒸汽的比容,m3/kg。

汽封末端蒸汽達到臨界狀態(tài)時的泄漏量為:

(9)

本文設計的汽封結構是在轉子上開設環(huán)形細槽,將密封片嵌入槽內(nèi)形成密封齒,并將轉子上的密封片布置在密封環(huán)上兩齒之間。轉子嵌片式密封結構如圖5所示。在軸端密封長度相同的情況下,這種結構比在轉子上加工凹槽的方式形成的齒數(shù)多一倍,保證轉子軸距的同時,其泄漏量根據(jù)式(8)和式(9)計算,還可減少約30%。此外,在轉子槽內(nèi)嵌入密封片,可避免在運行中動、靜接觸,這樣摩擦產(chǎn)生的熱量就不會傳到轉子上,使轉子發(fā)生熱彎曲【5】。

圖5 轉子嵌片式密封結構

該汽輪機轉子較小,末級葉片葉頂直徑634.5 mm,轉子質(zhì)量較小,約2.4 t,較超臨界大機組小很多。超臨界參數(shù)的蒸汽在各段密封徑向間隙的膨脹量不同,產(chǎn)生的汽流激振更容易導致轉子產(chǎn)生振動,因此,本設計根據(jù)每段密封汽流不同的比容和泄漏量,選取不同的端密封徑向間隙,從外到內(nèi),前兩段間隙為0.4 mm,其余為0.25 mm。

2.3 前軸承座隔熱

汽輪機布置方式使前軸承座直接暴露在超臨界蒸汽參數(shù)的熱輻射和轉子的熱傳導中,為了防止過多的熱量以及部分蒸汽傳入前軸承座內(nèi),引起軸瓦溫度過高,需對前軸承座進行隔熱保護。前軸承座隔熱示意如圖6所示。

圖6 前軸承座隔熱示意

在汽缸前端先設置擋熱板,擋熱板由隔熱材料制成,可阻止大部分的高溫輻射熱;汽缸前端部設置擋汽板,防止泄漏蒸汽進入軸承座,同時在汽缸和前軸承座之間的轉子凸肩上設置一周的徑向凹槽,當汽輪機運行時,產(chǎn)生周向氣幕,進一步隔絕熱量和泄漏蒸汽;最后,在前軸承座端部設置一層擋板,擋板與軸承座之間通過局部接觸進行固定,進一步減少熱量傳遞。

3 汽輪機裝配

裝配是汽輪機生產(chǎn)制造的最后一環(huán),裝配質(zhì)量關系到汽輪機運行的安全性。本文所述汽輪機結構異于常規(guī)汽輪機,在設計中需要考慮裝配的可行性。采用SiemensNX 11.0進行虛擬裝配,各部套之間沒有出現(xiàn)干涉現(xiàn)象,裝配過程需要設計特殊的工裝,將部套固定在一起進行整體裝配。汽輪機裝配過程示意如圖7(a)～圖7(d)所示。具體的汽輪機裝配過程參照圖7,先將轉子豎直放置,把隔板和隔板持環(huán)逐級套在轉子上,再將前汽封套在轉子上,通過工裝將隔板持環(huán)、前汽封與轉子固定,如圖7(a)所示;將固定的隔板持環(huán)、前汽封和轉子整體翻轉至水平狀態(tài),軸向裝入前汽缸內(nèi)并與汽缸進行固定,如圖7(b)所示;后汽缸安裝前,先裝上后汽封并用工裝與轉子固定,如圖7(c)所示;再將后汽缸穿過后汽封套,通過定位銷和螺栓與前汽缸固定,如圖7(d)所示;然后安裝后軸承座,通過橫向鍵、垂直鍵和螺栓固定在后汽缸上;安裝推力軸承組件、前支持軸承、前軸承座蓋和后軸承組件;最后拆除各部套之間的工裝。

圖7 汽輪機裝配過程示意

4 結論

本文汽輪機是一個全新設計機組,其設計難度及復雜程度高于常規(guī)機組。在設計過程中,需要關注計算、結構和裝配等各個環(huán)節(jié),同時對設計上的差異性進行分析并對裝配過程研究,以確認汽輪機結構及裝配過程是否可行。通過上述分析研究可得出以下結論:

1) 本文通過熱力方案計算,確定通流尺寸,設計出背壓為4.0 MPa、功率等級為25 MW、汽量為241 t/h、采用筒型汽缸結構的汽輪機。該設計方案可提高汽輪機安全性,滿足汽輪機的快速啟停要求。

2) 采用噴嘴子午面收縮型線結構,優(yōu)化通流性能。汽輪機實際汽耗應該小于計算的汽耗,但目前未掌握這種結構的損失計算方法。

3) 目前,市場上還沒有針對這種蒸汽參數(shù)和汽量條件的小容量超臨界高背壓汽輪機,一旦樣機研制完成并獲得用戶認可,將搶先占領國內(nèi)市場。

4) 小容量超臨界高背壓汽輪機的成功研制,可為超臨界大機組向周邊石油化工、煤化工、冶金和鋼鐵行業(yè)用汽提供一種新的方案。

5) 筒型汽缸汽輪機是一種全新的結構方案, 目前尚無成熟的加工制造以及裝配經(jīng)驗,需要對制造工藝進行深入研究;同時,還需繼續(xù)研究噴嘴子午面收縮型線對汽輪機級效率增益的計算方法,或通過試驗驗證獲得效率增益的經(jīng)驗值。