一種工業用高背壓汽輪機汽缸密封性研究

李 軍 張偉榮 李思俊

（東方電氣集團東方汽輪機有限公司，四川德陽618000）

0 引言

工業用背壓機組是熱電聯產機組，它是化工及鋼鐵行業主要的節能設備。隨著經濟不斷發展，市場對背壓機組的需求量越來越大，對背壓機組的進、出汽參數的要求也越來越多樣化。大部分背壓機組的汽缸由于機床加工、鑄造工藝等原因，采用分段設計方式，即分為前汽缸和后汽缸，前、后汽缸通過垂直法蘭面連接。上述結構型式機組，在垂直法蘭面和中分面附近均存在不同程度的漏汽現象，機組運行時存在安全隱患。

本文主要針對某超高溫、高壓單缸抽背式汽輪機項目的汽缸法蘭面密封性進行研究。該機組功率50 MW，進汽參數10.5 MPa/565 ℃，背壓1.3 MPa/300 ℃，最高背壓達1.5 MPa；通流級數為1個單列調節級＋6個壓力級+抽汽后8個壓力級，額定轉速3 000 r/min，末級葉片高度103.5 mm。機組的效率高、可靠性要求高。為簡化汽缸結構，滿足加工要求，前汽缸與后汽缸采用垂直法蘭螺栓連接。同時，為降低前、后汽缸垂直法蘭面螺栓的受力，保證垂直法蘭面的密封性能，機組整個通流級全部布置于前汽缸內部。機組采用噴嘴調節，前汽缸需與噴嘴室、蒸汽室組焊，且前汽缸第7級后還設有一段工業抽汽。高背壓50 MW機組汽缸二維縱剖面如圖1所示，汽缸三維模型如圖2所示。

圖1 高背壓50 MW機組汽缸二維縱剖面

為了解決汽缸分缸設計造成的漏汽問題，本文從該項目設計出發，首先分析螺栓擰緊力矩與螺栓預緊力的關系，得出影響螺栓擰緊力矩高效轉化的因素，然后推導出擰緊計算系數值，為后續有限元分析提供數據支持，最后通過有限元軟件對整體汽缸法蘭密封性進行分析校核，提出優化和改進類似機組的方案措施。

圖2 高背壓50 MW機組汽缸三維模型

1 螺栓擰緊力矩的確定

1.1 螺栓擰緊力矩系數

法蘭密封性需要考慮螺栓擰緊力大小。汽輪機法蘭連接一般采用罩螺母連接，然而實際計算過程只知道螺栓擰緊力矩大小，為求得螺栓加載在法蘭面的預緊力，必須先求得擰緊力矩和預緊力的關系，即擰緊力矩系數值K，通過對罩螺母實際擰緊過程的受力分析，可知實際擰緊力矩應克服螺紋副驅動阻力矩和螺母與支持面間的摩擦力矩[1]，如圖3所示。

圖3 罩螺母擰緊阻力矩示意圖

由上述公式可推得：

式中：T為擰緊力矩（N·mm）；Fa為預緊力（N）；φ為螺紋升角（°）；ρ′為當量摩擦角（°）；P為螺距（mm）；d2為螺紋中徑（mm）；d為螺紋公稱直徑（mm）；f為螺紋副摩擦系數；β為牙側角（°）；μ為螺母與支撐面摩擦系數；σ為螺母支撐面應力（MPa）；DW為螺母支撐外徑（mm）；DN為螺母支撐內徑（mm）；K為擰緊力矩系數。

普通螺紋，其三角牙型角α為60°，可得牙側角β=α/2=30°[3]。

普通冷緊螺栓按表面無涂層、無潤滑考慮，f、μ系數可分別取0.4和0.2，按表面涂潤滑考慮，則f、μ系數可分別取0.19和0.13[4]。

汽缸中分面采用熱緊螺栓，熱緊初應力按294 MPa選取，前、后缸垂直法蘭面螺栓采用非熱緊螺栓，按擰緊力矩確定擰緊力。本文選用優選系列M42、M36雙頭螺柱和相應配套罩螺母來對比計算，配套罩螺母支撐內外徑如表1所示，將以上各參數取值代入擰緊系數計算公式，可求得兩種螺栓不同潤滑情況下的擰緊力矩系數，如表1、表2所示。

表1 擰緊力矩系數（不帶潤滑）

表2 擰緊力矩系數（帶潤滑）

由表1、表2計算數據可看出，螺柱無潤滑時擰緊系數K≈0.48，帶潤滑時K≈0.28，顯然螺柱帶潤滑時可以顯著地提升螺栓預緊力，力矩到擰緊力的轉化效率比不潤滑高達1倍。從上述表格數據對比計算還可以看出，螺紋粗牙、細牙和大小對擰緊系數影響不大，相同擰緊力矩時，螺栓越小越可以提升螺栓預緊力，但由于螺栓受力不應超過許用應力，這就決定了螺栓規格不一樣，許用的擰緊力矩就不一樣。前、后汽缸垂直法蘭螺栓連接一般的防松方式均為點焊，為達到擰緊力矩最大轉化效果，不僅應對螺柱和螺母處法蘭刮面進行潤滑處理，對法蘭刮面加工粗糙度也應適當提高。

1.2 螺栓預緊力

為求得螺栓預緊力，需先確定擰緊力矩，合適的擰緊力矩對螺栓和法蘭密封都是有益的，擰緊力過大將導致螺栓拉斷，過小又將不利于法蘭密封。根據有關資料統計，國內80%密封結構的預緊是按經驗操作的，能保證密封可靠率的只有22.3%[5]。為更貼近實際取值，螺栓許用應力安全系數按1.5倍裕量考慮，此時M36螺栓擰緊力矩可達2 900 Nm，M42螺栓擰緊力矩可達3 900 Nm以上。為方便計算，本文采用1 m長省力套桿，按2個人約2 000 N出力計算，求得人工擰緊力矩2 000 Nm，該力矩在實際擰緊過程中比較容易達到；螺栓采用國標件（GB/T 898C），材質為25Cr2MoVA，按粗牙進行計算，其中螺柱M42×4.5最小直徑為39 mm，螺柱M36×4最小直徑為33.4 mm。由上述參數，擰緊系數按上一節計算值取0.28，再根據K=可得預緊力Fa=T/（K·d），計算數據如表3所示。

表3 螺栓預緊力計算（帶潤滑）

通過表3可以看出，M36螺栓擰緊力矩由于許用應力緣故不能達到3 900 Nm時，M36螺栓允許的最大擰緊力矩約為2 900 Nm，此時螺栓預緊力為287.7 kN，M42螺栓允許的最大擰緊力矩為4 600 Nm，表格數據按3 900 Nm計算；螺栓預緊力與擰緊力矩成正比，考慮螺栓許用應力后，不同規格的螺栓的最大擰緊力矩也就確定了；從表格數據也可得知，在擰緊力矩一定時，小螺栓預緊力比大螺栓要大，但在考慮螺栓許用應力后，在布置方式上小螺栓總數量并不能提供一個最大預緊力，況且表內數據并未考慮法蘭熱應力和蒸汽力對螺栓的影響，當然在擰緊力矩能達到的情況下，提高螺栓材料等級也不失為一種提高預緊力的好辦法。顯然，擰緊力矩無論是2 900 Nm還是3 900 Nm，靠人力是不可能順利達到要求的，此時必須通過加長杠桿比或利用其他扳手工具來達到擰緊力矩要求，所以在簡單計算螺栓應力的同時，必須考慮在不采用其他扳手工具下，工人通過人力能否達到相應要求的螺栓擰緊力矩。

2 汽缸密封性計算

2.1 模型網格劃分

本文計算主要在ANSYS Workbench14.5的環境下進行，由于整個結構較為復雜，網格的劃分采用自動劃分，并以四面體為主。計算時考慮到網格密度的影響，劃分了不同密度網格進行計算。最終根據計算精度和計算速度兩方面綜合考慮網格密度，并在應力集中區域加密網格。按照上述原則劃分完成的網格共有140萬個單元，233萬個節點，其有限元模型如圖4所示。

2.2 加載螺栓初應力

熱態強度計算時，前汽缸水平法蘭螺栓初緊預緊力通過螺栓最小截面積乘以螺栓初緊應力（2萬h后的保證值）得到，后汽缸工作溫度未超過350 ℃，不考慮螺栓應力松弛[6]，預緊力可根據1.1中的公式計算，各螺栓初緊預緊力如表4和表5所示。

2.3 密封性計算結果

下面云圖（圖5、圖6）為汽密性校核結果。

說明：

圖4 汽缸三維有限元模型

表4 前汽缸螺栓初緊預緊力

表5 后汽缸垂直法蘭螺栓、水平法蘭螺栓預緊力

STAT=Far：未合的遠區接觸，沒有接觸上。

STAT=Near：未合的近區接觸，沒有接觸上。

STAT=Sliding：滑動接觸，接觸上了。

STAT=Sticking：粘合接觸，接觸上了。

在基本的庫侖摩擦模型中，兩個接觸面在開始相互滑動之前，在它們的界面上會產生一定大小的剪應力，這種狀態稱作粘合狀態（Sticking）。庫侖摩擦模型定義了一個等效剪應力。一旦剪應力超過此值后，兩個表面之間將開始相互滑動，這種狀態稱作滑動狀態（Sliding）。

2.3.1 螺栓初緊時汽缸水平中分面接觸計算結果

汽缸螺栓初緊時水平中分面處接觸狀態分布如圖5所示。

圖5 汽缸螺栓初緊時水平中分面處接觸狀態分布

從圖5可以看出，除后汽缸中分面外承壓面部分區域處于滑動接觸外，汽缸整體水平法蘭內外承壓面均處于粘合接觸狀態，以上接觸均定義為“接觸上了”。可見汽缸中分面密封性優良，螺栓大小選取合適，設計時僅需對垂直法蘭面處中分面螺栓進行加大處理，該處漏點與大部分投運機組一致。

2.3.2 螺栓初緊時汽缸垂直法蘭面汽密性計算結果

汽缸垂直法蘭接觸狀態（擰緊力矩3 900 Nm）如圖6所示。

由圖6可見，垂直法蘭面附近靠近水平法蘭附近僅部分小區域，有通過螺栓孔發生漏汽的可能，存在漏汽風險，安裝時需嚴格保證螺栓擰緊力矩，以防范上述風險的發生。實際上因能保證的人工擰緊力矩在2 000 Nm以下，故垂直法蘭處螺栓擰緊力矩如不加控制，就更加容易發生泄漏。圖7為該力矩下汽缸垂直法蘭密封接觸狀態對比圖。

圖6 汽缸垂直法蘭接觸狀態（擰緊力矩3 900 Nm）

圖7 汽缸垂直法蘭接觸狀態（擰緊力矩2 000 Nm）

由圖6、圖7可以看出，因垂直法蘭螺栓擰緊力矩減小，垂直法蘭面中分面附近，垂直法蘭面底部未接觸區域顯著擴大，由1.2內容可知，在憑工人個人經驗擰緊螺栓時，并不能明確判斷螺栓實際擰緊力矩，而且擰緊過程中是否潤滑都會影響擰緊力矩向擰緊力的轉化效率?？紤]到垂直法蘭面寬為115 mm，為提高密封應力水平，在圖8所示的垂直法蘭接觸面上開R700～750 mm減應力槽，以擰緊力矩2 000 Nm下重新計算垂直法蘭密封性能，如圖8、圖9所示。

圖8 汽缸垂直法蘭接觸狀態（擰緊力矩2 000 Nm，帶減應力槽）

由圖8、圖9可以看出，垂直法蘭面中分面附近已經完全接觸上，壓應力也滿足要求，僅垂直方向存在少量未接觸區外，其余部分均滿足密封性要求。由此可見，法蘭密封除了保證擰緊力矩和擰緊力大小外，對法蘭接觸面采取減應力槽處理，減小密封面積，增大單位密封面應力也可以顯著提高汽缸密封性能。

圖9 汽缸垂直法蘭面應力分布（擰緊力矩2 000 Nm，帶減應力槽）

綜上計算結果可知，在假定擰緊系數一定的情況下，影響密封性的主要有法蘭接觸面積和擰緊力矩大小。所以結構設計上在保證法蘭強度情況下，從減小密封面積，做好螺栓潤滑，控制螺栓擰緊力矩上著手，保證法蘭的密封性。對于類似機組，因漏汽均為局部漏汽，除了增加螺栓數量，開減應力槽外，還可以從內外開坡口進行密封焊來保證密封性能。

3 結語

本文主要針對汽缸法蘭面密封性進行研究，分析螺栓擰緊力矩向螺栓預緊力的轉化關系，利用ANSYS Workbench有限元軟件進行三維有限元分析，得出如下主要結論：

（1）推導出擰緊系數準確值，螺柱無潤滑時擰緊系數K≈0.48，帶潤滑時K≈0.28，螺柱帶潤滑時可以顯著提升螺栓預緊力，力矩向擰緊力的轉化效率比不潤滑高達1倍；螺紋粗牙、細牙和大小對擰緊系數影響不大。

（2）根據計算結果，針對分缸機組，垂直法蘭面處的水平法蘭需進行螺栓加大處理，以消除接觸面不均勻導致的泄漏風險。

（3）在假定擰緊系數一定、不考慮法蘭變形的情況下，影響汽缸密封性的主要因素有法蘭接觸面積和擰緊力矩大小。所以結構設計上在保證法蘭強度的情況下，從減小密封面積、做好螺栓潤滑、控制螺栓擰緊力矩方面著手，可以保證法蘭的密封性。