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22_5MW给水泵汽轮机高速转子特性分析

第40卷第4期2011年12月

热力透平

T HE RMA L T URB I NE

Vol．40No．4Dec．2011

22．5MW 给水泵汽轮机高速转子特性分析

张

琪1，2，张红梅

1，2（1．上海交通大学机械与动力工程学院，上海200030；2．上海电气电站设备有限公司上海汽轮机厂，上海200240）摘

要：以配套1000MW 等级超超临界汽轮发电机组的22．5MW 给水泵汽轮机为研究对象，介绍了该给水泵

汽轮机转子

“功率高、推力大、转速范围广”的特性及开发难点。通过对转子进行离散模化并利用传递矩阵法，分析研究了转子结构中各因素对其临界转速的影响及敏感性，并进一步分析、计算了对转子轴向推力的联带影响。论文最终通过对转子推力及动力学特性的协调性研究，得出了缓解转子轴向推力和临界转速互相矛盾的结果；证明单缸单流结构仍然能够适用于22．5MW 等级给水泵汽轮机，并保证其安全、稳定、高效的运行。关键词：给水泵汽轮机；转子；临界转速；轴向推力中图分类号：TK263．61

文献标识码：A

文章编号：1672－5549（2011）04－0258－04

Analysis of 22．5MW BFPT High Speed Rotor

ZHANG Qi 1，2，ZHANG Hong-mei 1，

（1．School of Mechanical Engineering ，Shanghai Jiaotong University ，Shanghai 200030，China ；

2．Shanghai Electric Power Generation Equipment Co．，Ltd．Shanghai Turbine Plant ，Shanghai 200240，China ）

Abstract ：

The description is made for 22．5MW BFPT of 1000MW USC power plant．It features “higher load ”，

“larger thrust ”and “wide range of speed ”．By using transfer matrix method ，calculations and analysis are made to investigate the structure effect and sensitivity on the rotor critical speed and axial thrust force．The conflict between the axial thrust force and the critical speed is well solved by applying the research result of harmonization between thrust force and dynamic character of rotor．It is proved that the design of single casing and single flow is still suitable to 22．5MW BFPT and that the reliability ，stability and high efficiency of this BFPT can also be guaranteed．Key words ：

BFPT ；rotor ；critical speed ；axial thrust force

收稿日期：2011－03－23

修订日期：2011－10－09

作者简介：张琪（1981－），男，工程师，2003年毕业于上海交通大学热能与动力工程专业，现攻读上海交通大学机械与动力工程学院动力

工程的工程硕士学位，长期从事蒸汽轮机的设计开发工作。

超超临界1000MW 汽轮发电机组以其高效、

清洁、经济性高的优点，为国内外用户所青睐，如今已成为火力发电产业的主力军，同时也为与其配套的22．5MW 驱动锅炉给水泵汽轮机提供了广大的市场。

然而，在历代给水泵汽轮机中，22．5MW 等级机组已将单缸单流的汽轮机结构利用至极限，巨大的转子推力和广泛的变速范围使得机组研发的

难度达到了顶峰，因此，能否解决转子轴向推力、临界转速这两个互相影响、互相制约的难题，成为决定22．5MW 给水泵汽轮机研发成功与否的关键。若不能解决这个关键问题，则只能考虑采用双流汽轮机来平衡推力，这势必大大增加汽轮机的制造成本，使之丧失市场竞争力。

简单来说，由于机组为单缸、单流的冲动式机组，无法像大型机组的反流式高中压缸或双流式

低压缸那样靠蒸汽的双向流动来平衡轴向推力，故转子的轴向推力非常大；此外，由于给水泵汽轮机工作性质的特殊性，机组的额定转速范围为2800r /min 至6000r /min ，转速变化范围大且变化频繁，要求一、二阶临界转速的避开范围也特别广；上述要求直接导致转子设计开发过程中“牵一发而动全身”的微妙局面：即转子结构满足了轴向推力，临界转速却无法合格；或临界转速达标了，轴向推力又偏大。

本文旨在通过分析计算，比较各种结构和因素对转子轴向推力、临界转速的影响，找出并调整影响临界转速和轴向推力的敏感因素，以保证同

时满足转子轴向推力、临界转速的设计要求（根据国家标准GB/T22073－2008《工业用途热力涡轮机一般要求》［1］中的有关规定），以证明单缸单流设计仍能应用于22．5MW给水泵汽轮机。

1原理分析

1．1临界转速的分析研究

转子临界转速的分析采用传递矩阵法［2］，把离散了的圆盘、轴段、支承等若干部件用力学的方法建立部件两端截面状态向量间的传递关系，再利用连续条件求得转子在任意截面的状态向量与起始截面状态向量间的关系，通过对满足边界条件的涡动频率的搜索，就可得出转子的各阶临界转速。在程序计算前，先将截面直径随轴向复杂变化的转子进行模化，使其变成由各等直径轴段组成的当量转子，模化时按45?规则计算变截面轴段的等效抗弯刚度。

1．2轴向推力的分析研究

对于转子轴向推力，采用传统的平衡活塞结构加以平衡，并考虑转子动叶推力、动叶围带推力、叶轮推力、汽封齿推力以及平衡活塞推力等，将其进行物理叠加得到转子轴向总推力［3］。转子轴向总推力

F=F

1+F

其中：F1为各级动叶受到的推力；F2为未完全开启阀门所对应的调节级动叶受到的推力；F3为各级动叶围带上受到的推力；F4为各级叶轮受到的推力，参与计算的叶根反动度取“压力反动度”；

为各级隔板汽封齿以及端部汽封齿上受到的推力；F6为平衡活塞受到的正推力（设此单流机组蒸汽流动方向为正向，反之为负向，下同）。

如图1所示，图中阴影部分即为转子上的平衡活塞部分，A面受到正向的推力（A面是由直径

和d2组成的环形，面积为（d12－d22）π/4，作用于A面的蒸汽压力为P A）。

为平衡活塞受到的负推力；如图1所示，图中阴影部分即为转子上的平衡活塞部分，B面受到指向负向的推力（B面是由直径d1和d3组成的环形，面积为（d12－d32）π/4，作用于B面的蒸汽压力为P B）

。

图1转子平衡活塞示意图

综上所述，轴向推力的计算主要由F1至F7这7个部分叠加而成。其中F1至F6基本都为正推力，F7为负推力。所有的正推力几乎都是依靠F

这项负推力来平衡的，所以F7所在的这个平衡活塞显得尤为重要。

2影响转子特性的结构敏感因素首先以一个初步的转子模型为对象，对影响转子临界转速的因素作出调整，同时分析比较上述调整对转子轴向推力的影响程度，找到既影响临界转速，又与轴向推力密切相关的因素，保证临界转速和轴向推力均达到设计要求。

2．1对初模型的分析

初模型的主要参数详见表1。如表1最后三行的计算结果显示，二阶临界转速偏低，故需采取措施提高转子的临界转速。论文致力于通过对转子结构的微调来满足设计要求，而不需通过研发新轴承或改变轴承跨距等大改动来达到目的。

表1转子初模型的各项参数

项目单位描述备注

轴承跨距/直径/宽度mm2700/200/100

末级动叶总质量m kg305．76

末级动叶叶高mm500

平衡活塞的直径d1mm573详见图1

前汽封处的轴径d2mm220详见图1

隔板汽封处轴径d3mm294详见图1 A面压力P A MPa．a0．179详见图1

B面压力P B MPa．a0．667详见图1

叶轮平衡孔数量调节级、1 3压力级

一阶临界转速r/min2028要求＜2660二阶临界转速r/min7042要求＞7200极端轴向正推力kN86．03要求＜100

在初模型中已酌情采取了一些降低轴向推力的措施，包括设置叶轮平衡孔、大直径平衡活塞、

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降低各级压力反动度等。

2．2对临界转速的研究

理论分析表明，隔板汽封处轴径的加粗是对该转子段等效抗弯直径的提高，能加强转子的抗弯刚度，使临界转速上升。换句话说，该处轴径加粗对临界转速有提升作用。

将转子初步模型中各级隔板汽封处的轴径d3由294mm提高至314mm。计算结果表明，二阶临界转速比初模型上升了90r/min，达7132r/min。同时，一阶临界转速也上升至2105r/min。计算结果与理论分析是一致的。

如果继续将各级隔板汽封处的轴径d3由314mm提高至324mm，计算结果表明，二阶临界转速仅上升了18r/min，达7150r/min。一阶临界转速上升至2121r/min。

由此可见，虽然轴径加粗能提高转子刚度，但并非无限地提高。因为随着转子直径的不断增加，转子的体积和自重也在不断增加，且增加幅度很快，这对转子刚度的提高是不利的。也就是说，随着轴径的增加，总会存在一个临界点，使转子刚度的提高效果越来越小，甚至过了临界点后，刚度不再提高或者反而下降。由d3=324mm时的结果可以看出，轴径在314mm基础上继续增大10mm后，对临界转速的提高效果已不明显，仅上升了18r/min。也就是说，d3在314mm以后已不再成为临界转速的敏感因素。

在找到了d3的极限以后，保持d3=314mm，通过对末级动叶进行优化设计，使其总质量比初模型减轻57．1kg，并再次分析临界转速的变化。计算结果详见表2的最后一列，二阶临界转速比方案一上升了108r/min，达7240r/min；一阶临界转速上升至2150r/min。由此可见末叶片质量也是影响临界转速的敏感因素之一。

表2结构敏感因素与临界转速联动计算汇总

末级动叶总质量m kg305．76305．76305．76248．66隔板汽封处轴径d3mm294314324314

一阶临界转速r/min2028210521212150二阶临界转速r/min7042713271507240

以上计算结果中，一阶临界转速也随二阶临界转速联动，但始终处于设计要求2660r/min以下。

2．3对轴向推力的研究

众所周知，由于蒸汽参数的不同，不同工况下的轴向推力也各异。为了保证一致性，通常选取推力最大的危险工况进行结构研究，并在结构确定后计算验证其推力是否为各工况中的最大值。

如2．2节所述，通过将初模型的d3由294mm增大至314mm，二阶临界转速比初模型有显著提高

（上升90r/min），但d

的增大将导致B面负推力的减小，经计算，相对于初模型，负推力的减少量=

?△S=0．667?（3142－2942）π/4=6．37kN，即

=314mm时转子轴向总推力比初模型增加了6．37kN，达92．4kN。

将d3由314mm再提高至324mm，经计算，相对于d3=314mm，负推力的减少量=P B?△S=

0．667?（3242－3142）π/4=3．34kN。由于d

提高至324mm后对临界转速的改善效果不明显，而正推力却仍旧大幅增加，故将d3从314mm再提高是不可取的，可以预计，通过加大d3来改善临界转速的效果将越来越小，而推力将越来越大，这说明d3已调整至接近其极限值。图2表明了隔板汽封处轴径d3、二阶临界转速、轴向推力三者之间的联动关系

。

图2转子d3、二阶临界转速、轴向推力联动示意图

3结论

论文针对22．5MW给水泵汽轮机转子“传递功率高、轴向推力大、转速范围广”的开发难点，通过转子离散模化和传递矩阵法计算临界转速，找出了转子结构中对临界转速影响大、敏感性高的因素，并研究其局限性，通过进一步分析研究其对轴向推力的联带影响后，得到以下结论：

（1）各级隔板汽封处轴径d

在314mm以下对临界转速影响显著，在314mm以上则效果甚

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微；

（2）轴向推力始终随d

的增加而显著增大；

（3）根据第一、第二点，d

不应超过314mm；

（4）末级动叶的优化减重也非常有利于提高转子的二阶临界转速，使之避开工作转速有足够的裕量；

（5）一阶临界转速虽有联动，却始终处于2660r/min以下，与工作转速避开足够的裕量。

综上所述，虽然22．5MW给水泵汽轮机转子的推力大、转速范围广，但是通过对转子关键结构缜密的微调以及末级动叶的优化，基本可以缓解转子轴向推力和临界转速二者互相影响、互相制约的矛盾。由此证明，单缸单流的设计结构仍然适用于22．5MW等级给水泵汽轮机，而不需研发成本较高的双流机型。单缸单流的22．5MW给水泵汽轮机转子完全能够保证机组安全、可靠、经济运行，并充分发掘自身潜力，减少厂房占地及机组制造成本，提高机组市场竞争力。

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（上接第244页）

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