汽輪機360°蝸殼進汽低壓內缸強度分析

黃智敏，王穎，魏紅陽，張偉忠

（哈爾濱汽輪機有限責任公司，哈爾濱150040）

0 引言

在我國電力行業系統中，許多大功率機組已運行了較長的時間，熱耗、汽缸效率等指標與設計值存在偏差。面對各種新能源新動力裝置的挑戰，傳統的汽輪機技術正在不斷地向前發展。新一代汽輪機設備應具備可靠、大型高效、低投資等性能。產品的更新改進研發變得越來越重要。

低壓內缸是汽輪機組的重要部件之一，低壓內缸設計的好壞與否，會直接影響到汽輪機組的安全穩定運行，并對汽輪機組的效率有著非常重要的影響。一般大功率的汽輪機組低壓內缸是鋼板件焊接結構。焊接過程中會使低壓內缸產生變形而導致中分面漏汽，而且鋼板件焊接在一起，剛度較差。低壓進汽處蒸汽流動是從上直接往下，蒸汽的漩渦大、損失較大；出口不均勻，不利于下游通流的問題。文獻[1]～文獻[3]對焊接式低壓內缸采用有限元法對強度密封性能進行了全面系統的分析研究。本文在前人工作經驗的基礎上，以某臺超臨界600 MW汽輪機組低壓內缸為分析對象。此內缸采用整體鑄造360°蝸殼進汽結構，將能較好地降低各部套接觸面的內部漏汽損失，提高機組的通流運行效率；同時采用自密封型缸體構造技術，保證低壓內缸具有良好的剛性和密封性。

1 有限元網格及材料

360°蝸殼進汽低壓內缸采用整缸進行分析，用自由網格劃分技術。在網格劃分過程中，對幾處強度校核的關鍵位置進行了網格細化處理，保證倒角短邊方向種子數不小于6。網格劃分在軟件中使用四面體單元C3D10M。螺栓用C3D20和DC3D20六面體單元。

本文低壓內缸整體鑄造而成，材料選用球墨鑄鐵QT400，其鑄造性能良好，在鑄造條件、化學成分、澆注溫度大致相同的條件下，球墨鑄鐵的流動性比高牌號的灰鑄鐵高。螺栓材料35CrMoA，是一種常用的低壓內缸螺栓材料。

2 換熱系數

在汽輪機許多傳熱方式中，最重要是強制對流的作用。自然對流主要存在于停機冷卻過程中，本文不做研究。只有在缺少對流的情況下，才可以考察輻射的影響，所以輻射也可以忽略不計。根據經驗，應該假定輻射換熱的位置是高壓進汽管與外缸法蘭之間（空腔輻射）和進汽管法蘭與周圍環境（環境輻射）之間。在沒有汽流流動的其他位置，可以模擬傳導性熱交換輻射，但其影響很小。如隔熱板包括的區域在理想情況下是沒有對流換熱的，但根據經驗和一些測量，仍然存在泄漏汽流產生熱交換。綜上所述，本文僅計算強制對流傳熱系數下低壓內缸的溫度場。主要腔室的換熱系數如表1所示，結合圖1可得進汽腔室換熱系數較大，從腔室一到腔室三換熱系數依次減小。

圖1 低壓內缸腔室分布

表1 主要腔室的換熱系數W/（m2·K）

3 邊界條件和載荷

3.1 位移邊界條件

垂直方向支撐，低壓內缸通過水平中分面下側的搭子落在外缸上，并采用螺栓連接。軸向定位，低壓內缸水平中分面下側的搭子中凹槽與外缸之間軸向固定。圓周方向定位，低壓內缸下半垂直中分面凹槽與外缸之間圓周固定。

3.2 低壓內缸承受的其它載荷

1）隔板套或各級靜葉重力。重力載荷在整個組件上添加重力加速度。對于未在組件中建模的靜葉隔板套，轉化為表面壓力施加在相應的表面上。

2）汽流軸向推力和各級轉矩。管道接口力和轉矩，使用參考點和管道入口法蘭區域耦合約束來添加轉矩。轉矩（3個分量）在參考點處加載。

3）抽汽管載荷，假定為向下作用壓力。

4）本次計算中單獨分析了作用于2～4級的蒸汽彎曲力。根據經驗，此載荷對強度（應力/應變）和變形（軸向和徑向位移）的影響都很小。為了體現蒸汽彎曲力轉矩的影響，分析了沒有任何其他載荷的模型。證實了由該載荷引起的變形可忽略不計。篇幅所限，計算結果圖不再列出。

4 結果分析

4.1 強度分析

由溫度引起的應變（包括預緊力和重力）和全部載荷作用下對比，證實了大部分應變來自熱變形，壓力不是應變的主要原因。

由圖2可見，最大塑性變形位置在抽汽管區域，最大約為2.3%；法蘭、蝸殼內撐板根部、加強筋和整個壁厚范圍內的平均應變均小于火力發電手冊塑性變形校核標準。

4.2 水平中分面密封性分析

1）水平中分面接觸應力。由圖3從水平中分面接觸應力可以看出：軸向分腔接觸應力為0 MPa，部分存在漏汽；低壓內缸從內到外的接觸應力都大于0 MPa，內外側的密封性良好。

2）水平中分面接觸間隙。水平中分面間隙值如圖4所示，超出0.02 mm的區域減小。對于間隙較大區域，工程上低壓內缸普遍采用的密封鍵密封，壓縮量在0.96 mm[1]左右，大大減少了水平中分面的間隙，從而起到密封的作用。

圖2 低壓內缸PEEQ應變云圖

圖3 水平中分面接觸應力云圖

圖4 水平中分面接觸間隙云圖

4.3 軸向位移分析

低壓內缸的剛度（變形）是分析計算時考慮的重要方面。剛度越低，其運行時的變形越大，會直接造成中分面漏汽、通流軸向間隙和徑向間隙不均、產生部分動靜碰磨或降低機組效率等問題。下面列出了進汽蝸殼剖面的軸向位移，如圖5和表2所示，可在設計通流軸向間隙時作為參考。

圖5 進汽蝸殼剖面軸向位移（電端）

表2 進汽蝸殼剖面軸向位移值 mm

4.4 極限壓力分析

該分析是為了確定導致結構破裂的最大壓力。此分析中，內缸使用了沒有硬化的彈性、完全塑性材料，螺栓也是完全彈性的，在穩態運行的溫度下進行。在計算過程中，所有位置的壓力都會增加，以確定低壓內缸可以承受的最大壓力。

當前分析中達到的極限壓力負荷系數為9.306。加載所需的各級負荷（靜葉的軸向力）后極限載荷系數將下降，但是仍然是很高的值。9.306的值表示在缸壁破裂之前，缸體所能夠承受最大（9.306×0.443）= 4.13 MPa的壓力。

5 結語

由結果可見所有位置應變值滿足考核要求。在壓力的作用下，較高的極限壓力負荷系數為突發情況留下了很大的余量。低壓內缸在水平中分面上顯示出明顯的接觸間隙，這在低壓內缸設計中非常常見。圖4中最大間隙為1.31 mm，可能從進汽口漏到第一腔室和從第一腔室漏到第二腔室。而重要的是從低壓內缸內側向外側無泄漏。為了提高低壓內缸軸向的密封性能，在水平中分面上安裝密封鍵。

本文計算分析了臨界600 MW機組360°蝸殼進汽低壓內缸的強度、密封性能、變形及位移、汽缸承受的極限壓力。證明了該低壓內缸具有良好的剛度、強度和密封性，能滿足機組的安全穩定運行。