21000MW汽轮机TSI调整轴系定位法优化分析

1、1000MW汽轮机TSI调整轴系定位法优化分析张庆国1 孙登成2 李祥苓1 李红利1(1-华电国际邹县发电厂；2-中国广核集团阳江核电有限公司)摘 要：本文通过对邹县电厂1000MW大容量汽轮发电机组TSI系统调整前汽轮发电机组轴系定位过程出现的问题进行分析，提出有别于传统的优化方案为热工调整轴系提供一个准确的转子轴向位置。该方案目的在于保证TSI系统测量探头的要求间隙值，确保TSI系统轴向位移、胀差所设定的报警值、跳机值的准确性。关键词：1000MW汽轮机 TSI系统 轴系定位 优化1 前言汽轮机TSI系统是汽轮发电机组非常重要的保护系统之一，汽机检修过程中应用一定的机械手段为热工调整TSI

2、参数提供转子的轴向位置是必须的。一旦转子的轴系定位不准，会导致汽轮发电机组运行中误停或者拒停，从而影响汽轮发电机组的安全稳定运行。随着社会科技的进步，大容量汽轮发电机组的出现使得汽轮发电机转子变的异常庞大（百万千瓦级及以上大型机组多为四缸四排汽或五缸六排汽）。厂家在设计上为高、中压缸多选用无顶轴油式的可倾瓦，这为采用传统方法进行汽轮发电机组轴系定位带来了较为复杂的工作。按照传统的检修方法用液压千斤顶进行轴系定位时，转子推力盘带动推力瓦沿轴向窜动，极易造成推力瓦严重过推，影响转子轴向定位的准确性。另外，转子瞬间轴向窜动会使推力瓦承受转子推力盘的瞬时冲击载荷，会对推力瓦造成不良影响。此类故障实际工

3、作中甚为多发，现场调整时若不采用合理的工作方法将难以得到转子的真实定位值，进而影响到调整后TSI参数的准确性。本文比较了国内各电厂在应对此问题时所采取的常见对策，并在此基础上提出了汽轮机轴系定位的优化方法,即根据调整TSI轴系转子的轴向位置与单个高压转子推力盘靠在非工作面上的位置进行比较，并以此修正TSI轴向探头的调整值。2 汽轮发电机轴系定位传统定位法出现的问题邹电300MW机组改造成335MW后，汽轮机高中压缸#1#4轴瓦均改造为无顶轴油可倾瓦。改造前汽轮机轴瓦为椭圆形轴瓦，椭圆形轴瓦均带顶轴油，检修中转子轴向定位较为方便。在汽轮发电机转子轴系定位时，开起顶轴油泵整定油压，转子各轴颈按要求

4、均顶起0.050.08mm，在低压缸后侧#5轴承箱盘车齿轮处轴向支上5T位的千斤顶进行顶轴，即可轻松测量出推力瓦推力间隙，并且准确无误的确定转子轴向位置。汽轮机改造后#1#4轴瓦为可倾瓦，高、中压转子的轴振达到优秀值。但给测量转子对轮中心、通流间隙、推力间隙及转子轴向的定位工作带来了困难。转子轴向定位时，需用两只30T位的千斤顶在转子轴向进行顶轴，经常出现转子顶不到位或者转子顶过现象,直接影响到TSI系统所标定的高、中、低压缸胀差的报警值及跳机值。例如：我厂335MW #2机大修中转子轴系定位时，转子推力盘靠实推力瓦工作面，实际应为严重推过，因推力瓦结构形式等原因，检修人员在未能及时发现这一现

5、象的情况下即通知热工转子已推到零位。热工据此调整TSI值，开机运行时发现转子前移（轴向位移A-0.84 mm、轴向位移B-0.82 mm）。附图如下：在实际检修操作中，鉴于推力瓦结构形式等多方面的原因，采用传统方法顶轴后，检修人员往往难于判断转子推力盘的准确位置，从而无法为热工调整TSI提供一个准确的定位，为设备的安全稳定运行埋下隐患。3 大型汽轮发电机组轴系定位优化必要性分析 3.1 采用传统检修方法进行调整操作存在的困难邹县电厂1000MW大容量汽轮发电机组#1#4轴瓦均为可倾瓦，无顶轴油系统，属于世界上较先进的超超临界大容量机组。其中高压转子重23.6T、中压转子重30.6T、低压A转子

6、重78.1T、低压B转子重77.8T、发电机转子重105T，整个轴系转子重315.1T，轴系长度54.65米。如果推力瓦按照传统的检修方法用液压千斤顶进行定位，极易出现转子推力盘推不到位或者过推现象，从而不能够为调整TSI参数提供转子真实的定位点，进而给汽轮机转子的轴向位移探头以及高中低压缸的胀差探头调整值带来误差，直接影响到TSI系统中设定的报警值及跳机值的准确性。按传统方法用千斤顶沿轴向顶转子时，千斤顶的支点一般选在支撑轴瓦轴向端面或者汽缸紧固螺栓上。当支点选在轴承轴瓦的轴向端面上时，顶轴过程中的反作用力易使千斤顶所支撑的轴瓦发生倾斜并损坏轴瓦乌金，因此生产厂家（日立公司）严禁将千斤顶支在

7、轴瓦上。而将千斤顶支撑在汽缸紧固螺栓上，也会使螺栓发生弹性变形或者塑性变形，并且种入螺纹也会发生损伤，即使转子轴向推力较小，上述工作方法也不符合大容量机组的检修工艺。3.2 传统调整方法所易造成问题的理论分析传统顶轴方法极易造成转子过推，进而直接影响轴系定位的准确性，不能简单的归咎为人因问题，实际检修中存在一定共模现象的根本原因在于传统检修方法实施时存在着固有的缺陷。从对汽轮发电机组轴系所进行的受力分析来看，传统方法沿轴向进行顶轴时，转子推力盘带动推力瓦沿轴向窜动，极易造成推力瓦严重过推。此外，轴系瞬时轴向窜动所引起的推力盘撞击推力瓦亦会对推力瓦等设备带来不利影响。为了说明此问题，本文以邹县电

8、厂1000MW汽轮发电机为例，根据轴系主要受力情况及进行TSI调整时轴系的物理环境，考虑轴系为刚性轴并认为轴系在径向上只受自身重力及轴瓦下半的支撑力作用，在轴向上受摩擦力及千斤顶所施加的轴向推力作用，对汽轮发电机组轴系的受力情况进行分析，示意图如下：图中各参数的意义为：F为千斤顶施加的推力，L1到L10为轴系在各轴承之间的距离，N1到N10为轴系在各轴承位置上的正压力，U1到U10为各轴承处的静摩擦系数，G1到G5位轴系各段的重力。随着加在轴向上力F的逐渐增大，当力F超过轴系的最大静摩擦力时，轴系将出现一个水平位移，并产生一个瞬时的冲量。此瞬时冲量如果过大，就会使得推力盘对推力瓦面产生一个瞬时

9、冲击载荷。通过力学和运动学分析可以求出在瞬时推力作用下，轴系瞬时移动产生的位移，同时可以比较出轴系的瞬时移动产生的冲击载荷对推力瓦的冲击，当大于轴系定位需要的力时造成转子过推。分析过程基于以下前提条件：a) 汽轮机高中压缸轴瓦采用可倾瓦（轴瓦乌金面为锡基巴士合金），静止状态下认为瓦面与轴颈是直接接触的，此时的瓦面与轴颈（堆焊Cr- Mo钢）的静摩擦系数U取钢对钢的静摩擦系数，参照标准，本计算中U1U4取值0.2。b)低压缸两侧以及发电机两侧的轴瓦（椭圆瓦）在正常运行或有顶轴油的情况下，转子轴颈与轴瓦乌金面上能够形成一层油膜，故而轴瓦面与轴颈摩擦系数很小，参考有关标准，本计算中，U5U10取值0

10、.01。c)各轴承处滑动摩擦系数统一取0.01。d)示意图中轴系结构及各部分的参数值参考邹县电厂1000MW汽轮发电机组相关设计资料。计算过程分为三步：第一步，通过力学分析计算轴系沿轴向的最大静摩擦力。沿竖直方向对轴系进行受力分析，依据力矩平衡和力平衡，可以求出轴系上10个支撑轴承处的正压力，计算过程中需要考虑十个支点的力矩还有支点两侧等效质心重力贡献的力矩，分别取9个支点作为平衡支点，在matlab中进行数值模拟，带入有关参数，求出各支点的正压力值分别为：U1 = 0.7723、U2 =1.5877、U3 =0.6675、U4 =2.3925、U5 =1.7828、U6 =6.0272、U7

11、 =1.9185、U8 =5.8615 U9 =3.8291、U10 =6.6709，单位为万牛顿。沿轴的水平方向对轴系进行受力分析得出轴系最大静摩擦力： 将有关数值带入方程组中，得出加在千斤顶上使轴出现窜动的最小轴向力F在数值上等于轴系的最大静摩擦力约为13.45T。第二步，运用运动学相关理论计算轴系沿轴向的瞬时窜动量。在力F作用下，轴系会产生一个瞬时冲量P，根据P=Fdt=mdv，dt取经验值0.1s，得出P=13449N.m，同时得出撞击瞬时速度v=0.04268m/s。此后轴受滑动摩擦力=m*a作用，移动到静止产生的距离为S=(V1-V0)/2a=0.0091m。参考推力盘到推力瓦面最

12、大距离不超过0.0050m，故当以13.45T的力推动轴系时，转子轴系在摩擦力作用下将以一定的速度撞到推力瓦上，将推力瓦推过。第三步，分析轴系沿轴向的瞬时窜动对推力瓦面的作用。参考一般推力盘到推力瓦面最大距离为不超过0.0050mm，在摩擦力下作用下，轴将以一定的速度撞到推力瓦上，由S=(V1-V2)/2a，可知此时V2=0.0287m/s。作用到推力瓦上面的瞬时最大冲击载荷Fd=Kd*Fs(Fd为最大冲击载荷，Kd为动荷系数，Fs为静应力)，运用冲击力学有关模型及公式：，st=FnL/EA，并带入已知参数可以得出=2.6Fs=315100*10=3151000Nd=Kd*st=3.1*mFd

13、=Kd*Fs=8192600N对公式中所涉及到的各参数均按照“运算结果最大”原则保守取值并计算出F后，再根据P=F/S算出的瞬时压力P值小于一般锡基巴士合金能承受的抗压强度。即说明在给定条件下，按照乐观分析法计算出轴窜产生的瞬时冲击载荷对推力瓦影响不大。综合以上分析可以看出，采用传统方法进行轴系定位时，必然会造成推力瓦严重推过现象发生。此外由于上述分析过程依循“乐观分析法”，即以轴窜不引起推过或损伤推力瓦为出发点进行模拟过程分析，计算过程中所涉及的各参数均取保守值。依此方法计算出的瞬时轴窜量以及瞬时轴窜对推力瓦的冲击载荷亦均为保守值。然而，实际顶轴过程中，考虑到液压千斤顶对轴系所施加的轴向推力

14、并不会立即卸掉，在转子发生瞬时轴窜过程中还会有推力施加于轴上，故而轴窜量和冲击载荷均较“乐观分析值”为大。即考虑实际情况，应用传统方法定位过程中，瞬时轴窜引起的轴系轴向位移将远大于允许的推力间隙，推力瓦严重推过的现象必然发生；另外，推力瓦在无油膜保护状态下将承受一个预期外的瞬时冲击载荷，尽管未必会对推力瓦造成大的损害，但此顺势冲击载荷必然将对推力瓦造成不良的影响，应该竭力避免之。4 目前国内电厂轴系优化定位方案介绍4.1 浙江秦山核电728MW汽轮机,高压转子重85T、 ALP转子重211T、BLP转子重220T。在检修前只测单个高压转子的推力间隙并进行推力盘的定位工作，不做整个轴系的推力间隙

15、测量及推力盘定位工作。在测量汽轮机通流间隙时，分别做好每个转子的定位尺寸，待测通流间隙工作结束后，根据转子的定位尺寸与单个高压转子靠在非工作面转子定位值比较，进而修正各缸通流间隙值。故而秦山核电不做整个轴系推力盘靠在推力瓦上的工作，避免出现转子受千斤顶推力产生瞬间轴向移动，造成推力瓦过推。TSI系统轴向探头在进行间隙调整时，需要对轴系转子的位置与单个高压转子靠在推力瓦上的位置比较，算出轴系转子确切位置，以书面的形式通知热工进行修正调整。4.2 上海汽轮机厂生产的330MW机组K156型TSI系统调整要求：轴系转子轴向位移 定位“0”位是转子推力盘位于推力轴承的调速器端和发电机端推力瓦中间。根据

16、330MW机组K156型TSI系统调整要求，可以说任何一个检修公司或者厂家技术人员都不可能做到推力盘位于推力轴承的中间位置。应该理解为TSI系统调整，轴系转子推力盘定位于推力轴承中间位置，根据TSI系统调整时的转子位置与推力盘定位于推力轴承中间位置进行修正，调整TSI系统轴向探头间隙。4.3 华鑫电厂330MW机组K156型TSI系统调整定位情况华鑫电厂#1机大修时高中压缸K值是9.700.13mm，K值引出值是130.85mm ，根据K值引出值恢复推力轴承并确定推力轴承的轴向位置，推力间隙是0.36mm 。推力轴承恢复后，进行对轮螺栓的联结工作，由于对轮螺栓联结需要盘动转子，转子转动出现轴向

17、位移，在TSI系统调整时K值引出值是130.97mm ，根据转子转动后K值引出值说明转子前移0.12mm，因此轴向位移探头安装为-0.11mm，低压胀差探头安装为-0.12mm。华鑫电厂#1机运行中TSI系统显示情况汽轮机在运行中TSI系统显示调速器端和发电机端推力瓦温差很小，说明转子推力盘运行中是位于中间位置，左右轴向位移偏差应为探头线性原因，轴向位移（左）0.013mm，轴向位移（右）0.046mm显示是正确的。证明调整方法是切合运行实际的。#1机TSI监视图如下：5 1000MW大型汽轮机优化方案探讨 5.1 1000MW大容量汽轮机发电机组定位方法根据调整TSI轴系转子的轴向位置与单个

18、高压转子推力盘靠在非工作面上的位置进行比较，修正TSI轴向探头调整值。5.2 1000MW大容量汽轮机发电机组定位过程5.2.1 1000MW大容量汽轮机发电机组新机安装时，应在做汽轮机通流间隙定位时，高压转子推力盘靠在工作面上（推力瓦工作面在发电机侧,东方汽轮机厂维护说明书2-2册，第P4-10-3.4要求，在测量通流间隙检查期间限制转子朝汽轮机前端轴向移动）,测量对轮间的间隙过程中，必须用外径千分尺测量高压转子与推力瓦轴承箱体的轴向值，作为高压转子的轴向永久性定位值，以便作为调整TSI时轴系转子轴向位置的比较值，来进行修正TSI轴向探头调整值。5.2.2 1000MW大容量汽轮机发电机组新机检修时，应在轴向位移探头拆除前，记录轴向位移TSI系统显示位移值，测量校核高压转子与推力瓦轴承箱体的轴向永久性定位值，此工作目的可以修正机组安装时的变化量。