臧燕光
摘要：本文阐述了对供热汽轮机机组低真空供热改造后，机组轴向推力和热膨胀对机组安全运行影响的理论校核和分析，并提出减小和消除机组不安全隐患的必要措施。
关键词：汽轮机；供热机组；轴向推力；热膨胀；安全性校核
中图分类号：TK26文献标识码：A文章编号：1004一7948(2005)10一0031一03
1引言
众所周知，中小型纯凝式或抽凝式机组其冷源损失约为60％左右，再加上其他损失，中小型机组的能源利用率仅为25%～40%，如果采用低真空循环水供热，其能源利用率可达77%，具有较好的经济效益。但与此同时，实施低真空供热会引起机组的轴向推力变化，出现热膨胀不均或膨胀增大，凝汽器铜管泄漏等问题，因此，改造工程必须对机组典型工况进行安全性校核分析。
2低真空运行参数的选择
某热电厂3号和4号汽轮机为哈汽产高压冲动式，双调整抽汽凝汽式汽轮发电机组，额定功率25MW，机组共19级，有五段抽汽，其中第一、三、五段为回热抽汽，第二段为可调整工业抽汽(0.981MPa)，第四段为可调整采暖抽汽(0.118MPa)。以两级调整抽汽为界，分为高、中、低压三段。机组最大进汽量为200t/h，中压部分111t/h，低压部分84t/h。
依据电、热负荷分布情况及冬季采暖系统的参数，并结合机组的自身特点，本次改造将机组的额定排汽压力0.0029MPa改变为0.029MPa，此时采暖供汽压力为0.121MPa，接近0.118MPa系统的压力值，排汽温度为70℃，考虑汽轮机变工况运行，摩擦鼓风损失增大，排汽温度将到80～90℃。现热电厂供热系统热水温度70℃～75℃，回水温度不超过55～60℃，改造后能满足热电厂基本采暖需求。
3低真空循环供热的安全性核定
3.1基本方案
本改造机组一共有19级，有两级调整抽汽，而调整抽汽式汽轮机，每段有相应的调节能力，据此，可把这台双抽汽凝汽式机组分解为：
(1)第一段可调整抽汽前可视为P0=8.83Mpa，t=500℃，背压Pc=0.98MPa（可调范围0.785～1.275Mpa）（原二段抽汽压力）的高压前置机（由7～9级组成）。
(2)第二段可调整抽汽前可视为P0=0.981MPa（可调范围0.785～1.275Mpa），背压为0.118MPa（可调范围0.118～0.245MPa）的中压前置机（由10～15组成）。
(3)第二段调整抽汽后，可视为P0=0.118MPa（可调范围0.118～0.245Mpa），排汽压力为P0=0.0029MPa的纯凝式低压汽轮机。
故此，本改造机组可看作高压前置机一中压前置机一低压纯凝机的串联运行。在低真空运行中可认为，高压前置机各级的焙降分配、反动度、轴向推力及所发电量、热负荷将不变，不需重新核算。因此低真空运行中只需对第三部分低压纯凝机组进行核算，这是因为初参数不变，低真空运行只引起低压部分焙降减少，重新分配焙降后，级的焙降减少，速比二增大，反动度增大，轴向推力发生变化，需重点校核由此而引起的轴向推力变化，热膨胀变化以及凝汽器的内部铜管与铁板膨胀不均引起的泄漏。
3.2对低压段典型工况的热力计算
(1)工况一：进汽量D0=62.8t/h，进汽压力P0=0.118MPa，排汽压力Pc=0.0048Mpa，P′c=0.029MPa
(2)工况二：进汽量D0=100t/h，进汽压力P0=0.182MPa，排汽压力Pc=0.007Mpa，P′c=0.029MPa
(3)低真空运行各级压力重新分配的核算
式中P′1，P′2一低真空运行工况下级的前后压力，Mpa；
P1，P2一设计工况下级的前后压力，Mpa。
由表1和表2可对比看出，从19级变工况值逐渐接近设计值，到第16级P′1－P1=0.121－0.118=0.003MPa，重新分配的压力值已非常接近设计值，可认为排汽压力选择比较合适，变工况（低真空）运行不会影响0.118MPa系统的参数，同时也可得出结论，16级以前的压力焓降分配均不受影响，只是后四级受到影响。
3.3对轴向推力的核算与分析
下面立足于典型工况的计算，来剖析改造后轴向推力对机组安全性的影响。
3.3.1低压段最大负荷工况推力核算
设计工况D0＝100t/h，P0＝0.183Mpa，Pc＝0.0068Mpa。
低真空工况D′0=100t/h，P′0=0.185Mpa，P′c＝0.029Mpa。
参数汇总表见表1和表2。
(1)反动度增量的计算
反动度增量公式
式中h0一设计工况下级的理想焓降；
H0′一变工况下级的理想焓降；
ρ一设计工况下级的反动度。
(2)轴向推力变化量的计算
依据轴向推力变量公式△R=S×计算后几级推力的变化。
式中S一差压作用在叶轮和叶片上的面积；
ρ一设计反动度；
△ρ一反动度增量；
△P一凝汽工况下级的压差，Mpa;
△P′一低真空运行下级的压差，Mpa。
推力计算结果汇总见表3。
3.3.2轴向推力分析
(1)通过对低压段最大负荷的推力核算可知，在低真空条件下，推力有所减少，所以在低真空工况下，轴向推力将不会对机组的安全性构成威胁。
(2)运行注意事项
①机组的设计参数与实际制造误差不可避免，也是难以预料的；另外，机组运行已久，必然产生老化，其健康状况也是无法用具体的指标加以显示，因此，在实际运行中应注意推力的变化及影响。
②设计工况下轴向推力最大值出现在机组纯凝运行时，所以低真空循环供热，一般来说最好不要在机组纯凝运行工况下实施。
3.4推力轴承的安全校核
通常用安全系数来检验推力轴承的安全性，要求安全系数n>1.5～1.7。
注：Pb为推力瓦环每cm2所承受的压力，20～25kg/cm2，为安全起见，以下校核取下限值20kg/cm2；Ab表示推力瓦工作面积。
式（1）安全系数为推力瓦所能承受的力减去反向推力值与最大正向轴向推力之比，对本改造机组，低真空运行时：n=1.5037>1.5；
式（2）安全系数为推力瓦所能承受的力与最大负荷时的轴向推力之比，对于本改造机组，低真空运行时：n＝1.926>1.7。
由上可知，安全系数均大于许用值，而且Pb取其下限值20kg/cm2，如果增大Pb值则相应安全系数n值也增大。本核算从安全第一的宗旨出发，比较保守，也更充分证明推力轴承能安全工作。
3.5对热膨胀问题的核算
3.5.1理论分析
降低真空利用循环水供热，会使排汽温度升高，同时后汽缸、转子的低压部分及轴后部温度升高，这样势必使2，3瓦轴承座及瓦体温度随之升高，会引起主轴中心的改变。如果降低真空运行前，靠背轮成下张角，那么温度升高后，向上抬高△h后，则中心得到改善；如果降低真空前靠背轮完全或接近在同一中心，或者成上张角，那么温度升高后，向上抬高△h，则中心偏差加大，甚至会超过允许值，发生振动。也就是说低真空运行后热膨胀的影响取决于机组的初始状态，另外由于机组的结构、设计及现场运行等许多未知不确定因素，后轴承座的抬高值Ah可能出现其他不能预料的变化，所以要随时监测机组运行的情况，并利用式（3）计算2，3瓦将抬高△h的变化时，相应采取一定措施，尽量削弱热膨胀的影响。
△h＝h"a"△t(3)
式中h一后轴承座高，mm；a一线性膨胀系数；△t一2，3瓦轴承座比正常值升高的温度，℃。
3.5.2削减热膨胀采用的措施
(1)将后汽缸、后排汽筒上部用保温材料与后轴承座隔绝起来。(2)加强后轴承座（尤其是与后汽缸之间）的自然通风或强制通风。(3)从循环水补充管路分出一路水，供后汽缸与后轴承座之间的蛇形冷却器来冷却后轴承座。(4)根据机组中心线的情况，可以相应降低2，3轴承的中心，或在不影响发电机气隙的情况下抬高4瓦中心。(5)另外，由于2，3瓦轴承座及主轴温度的升高可能使其轴承温度超过允许值，对机组运行极为不利，建议采取如下措施：①适当加大2，3瓦进油管节流孔板的直径，增加冷却油量。②将润滑油温降至低限运行。③将2，3瓦进油管加装冷却水套，并通过调整门来调整温度使其在低限范围内冷却2，3瓦，使轴承温度恢复正常。
总的来说，实施低真空循环供热引起的热膨胀不确定性，要求运行中采取各种良好的措施，并注意监视运行状况，及时发现并尽早消除不安全隐患，确保振动不超过许用值，实现机组的安全经济运行。
4结论
(1)本厂两台供热机组低真空运行时，在保证供热热水70℃左右，回水温度55～60℃的情况下，可增加采暖面积170万m2，年节约标煤量达3.6万t。经过上述理论分析和计算，并结合同类机组的改造经验，在调试中严格执行规程，做好各项记录，严密监视各项指标的变化，最终保证低真空运行的安全可靠是可以实现的。
(2)在不增加新的供热机组的前提下，在原有机组的基础上通过适当改造不失为一种投资省、见效快的好方式，而充分利用汽轮发电机组的冷源损失（即低真空供热）是多种改造方案中较为安全经济的一种方式。