蒸汽透平應力計算中容易忽視的幾個問題探討

康晟峰，孫行之

（中石化上海工程有限公司，上海 200120）

常見的轉動機器主要有汽輪機、離心式壓縮機和離心泵，當管道受到膨脹或收縮的影響時，對其所連接的轉動機器將產生作用力[1]。特別是蒸汽透平，由于運行時溫度高，轉速快，為了保證設備運轉平穩，對于管口受力有著非常嚴格的要求。在運用CAESAR II 對蒸汽透平進行理論計算校核時，一些問題的忽略往往會導致理論計算結果與設備實際運行情況不一致，導致設備及管道在安裝和運行過程中遇到問題。本文主要針對蒸汽透平理論計算中容易忽略的幾個問題進行闡述和探討。

1 設備安裝溫度對應力計算的影響

對于蒸汽透平，供貨商會給出管嘴的熱位移（表1）及設備管嘴的許用外載荷標準。根據ASME B31.3[2]的規定，管道反作用力的大小是由管道最高（最低）溫度與安裝溫度之間的代數差值決定的。表一為寧波鎮海某環氧乙烷裝置蒸汽透平的管嘴熱位移參數，其中標注出了蒸汽透平在兩種不同安裝溫度下對應的不同熱位移數值。從表1中可見對于不同的安裝溫度，管嘴熱位移數值是有差異的。為了減少敏感設備的管嘴外力，管嘴熱位移的數值和方向是支架設置的重要參考條件之一，這就要求在進行應力計算時，管道的安裝溫度設置應該與設備的安裝溫度一致。

表1 某裝置汽輪機管口熱位移參數Tab.1 Typical turbine nozzle thermal movement data

以位于沙特的某空分裝置為例，根據業主規范要求，對于熱管道，管道的安裝溫度應該取值環境最低氣溫0 ℃，然而設備供貨商給出的管口熱位移數值和方向的計算是基于20 ℃的安裝溫度。為了統一安裝溫度，對業主規范所規定的管道安裝溫度提出了偏離申請，將管道理論計算的安裝溫度修改為20 ℃，并附加額外安裝條件，當管道與設備相連接時，環境溫度應該接近20 ℃，不得在極端低溫或高溫的氣候下將管道與設備進行最終連接。在現場施工安裝連接設備管嘴時，要求完全符合安裝溫度標準，則限制因素較多，但在API 686[3]章節4.53中也有相關規定，規范中要求，當管道與轉動設備最終連接時，環境溫度與設備安裝溫度的差值應該在10 ℃以內。從設備理論應力計算角度考慮，就是設備、管道安裝溫度的取值應該一致，對于現場實際施工而言，安裝溫度與理論安裝溫度的差值需要控制在10 ℃以內。

2 管口無應力安裝的要求與理論應力計算校核方法

對于蒸汽透平，由于操作溫度高，轉速較快，對管口外載荷有著非常嚴格的要求。為了減少管口載荷，彈簧支架的設置往往不可避免，在管口無應力安裝過程中，對于柔性支架的處理需要額外注意。在API 686章節4.54中則明確規定了在管道無應力安裝施工過程中，彈簧的定位銷必須處于安裝鎖定狀態，不得移除。此時彈簧支架等同于一個剛性可調支架，通過旋轉荷重柱調整彈簧高度達到調整管道的目的。

API 686明確規定了管道管嘴無應力安裝的施工要求，為了在理論計算時模擬真實的管嘴無應力安裝狀態，在CAESAR II中，需要將所有的彈簧設置為剛性支架。在工況編輯器中將冷態SUS下的彈簧剛度一欄設置為“剛性”（表2），用以將彈簧支架模擬為剛性支架。

表2 CAESAR II 工況編輯器示例Tab.2 Load case editor for CAESAR II

對于法蘭平行度的校核，則需要在法蘭節點處增加法蘭半徑長度的“剛性件”用以讀出法蘭邊緣在冷態（SUS）下的位移值，同時釋放掉管嘴處的約束。對于法蘭平行度的具體數值要求，則在API 686及SH3501[4]中都有提及，具體見表3、表4。管嘴對中度具體校核方法主要是讀取CAESARII 管道模型法蘭面上第10，20，30，40點的冷態位移數值，然后根據表5的要求進行校核比對。

表3 API 686 4.63中自由狀態下法蘭密封面平行偏差Tab.3 The flange face parallel demand on API 686 4.63

表4 SH 3501 中自由狀態下法蘭密封面平行偏差、徑向偏差及間距允許值Tab.4 The flange face parallel and radial deviaiton demand on SH 3501

表5 設備管嘴對中度校核表Tab.5 Vessle nozzle flange alignment check table

3 無應力安裝完成后動設備管口受力問題

在動設備管嘴對中完成，法蘭螺栓連接完畢，此時理論上管嘴上的外載荷為零。在裝置運行前，彈簧的定位銷需要移除，此時彈簧產生的反作用力則會作用于管道，此時管嘴受力應該與理論計算中冷態下的載荷相一致。表6為CAEASR II中某環氧乙烷裝置蒸汽透平超高壓蒸汽進口的管嘴受力表，其中工況7 （SUS）為管道在冷態下的管口載荷，其中包含了彈簧支架在定位銷移除后產生的反作用力的影響。工況9 （EXP） 則為管道因溫度變化熱膨脹引起的反作用力值，兩個工況載荷代數和即為設備運行時管嘴實際受力，即工況4（OPE）時的載荷。

表6 典型的蒸汽輪機管口外載荷工況Tab.6 Tyipical external loads for steam turbine

圖1 CAESAR II 計算模型法蘭面節點Fig.1 Flange node model in CAESAR II

由于汽輪機對管口外載荷有著非常嚴格的要求。如果設備供貨商無特別規定，設備的管嘴外載荷校核標準一般按照NEMA SM23[5]或API 617[6]執行。在NEMA SM23和API 617 校核規則中，不光限制了每個管嘴的許用載荷，對于各個管嘴產生的力和力矩，還需要統一匯總到設備的“合成點”進行整體分析，其本質是管嘴的外載荷會導致管嘴及設備殼體的形變或位移，殼體的變形或過量位移會導致設備的轉動軸發生偏移，在設備運行時引起軸的對中度下降，進而造成設備振動超標等故障。

在API 686中明確定義了動設備軸的對中度偏差不得大于0.002 in，對于此定義，并沒有明確說明是在什么工況下的測量數據，但有一點是明確的，只要管嘴存在外載荷，機殼上產生不平衡的外力和外力矩，機殼都將產生形變或位移（見圖2蒸汽透平外形圖）。所以對于敏感轉動設備的理論校核來說，不但要校核設備操作時的外載荷，對于管道在冷態下的管口外載荷同樣要進行復核。根據前文所述，管道冷態時的載荷和溫度變化引起的反作用力的代數和即為設備實際運行時的載荷，那就會存在熱膨脹反力和冷態受力相互抵消的情況，會導致理論計算設備操作態載荷非常小，校核可以通過的錯覺。然而在管道無應力安裝對中完成后，彈簧定位銷移除，管道冷態下的作用力仍然有可能引起機殼的變形導致軸對中超標，在設備進行盤車檢查時同樣會引起卡死等問題。

圖2 典型的蒸汽透平外形Fig.2 Typical turbine shape drawing

4 管道支架重量

在運用CAESARII進行管道應力分析計算時，管道的支架點是作為一個邏輯點在計算模型中進行表示的，支架的實際重量并沒有在模型中被考慮，對于普通小管徑管道而言，支架重量相比管道重量來說占比很小，在計算中忽略造成的影響較小。但對于敏感動設備相連的管道而言，考慮支吊架重量對提升理論計算和實際運行一致性有著至關重要的影響。

以某環氧乙烷裝置汽輪機進口DN 300超高壓蒸汽管道為例，由于管道溫度較高，往往采用隔熱管托以隔絕管道熱量傳遞對下部支架和鋼結構強度產生的不利影響。DN 300隔熱管托重量高達170 kg，即使采用非隔熱的吊架，考慮到管夾在高溫下的強度要求，管夾的厚度也會增加，其重量達到50 kg左右，該重量遠高于普通管道管夾的重量。在汽輪機管口附近的支架往往采用彈簧支架，如果不考慮管架重量，彈簧的載荷選型將會偏小，在管道無應力安裝完成拆除定位銷后由于彈簧偏小的反作用力，管口實際載荷會和理論計算有區別，對蒸汽透平這種精密轉動設備而言，1 700 N的偏差往往會導致實際管口載荷的超標。

5 結論

蒸汽透平作為敏感轉動設備，其實際安裝運行是否平穩取決于理論計算準確度、施工安裝等一系列問題。對于安裝溫度，首先是理論計算中設備的安裝溫度與管道的安裝溫度應該統一，其次是施工時的安裝溫度應該接近理論安裝溫度；對于動設備管嘴的無應力對中安裝要求，理論計算中無應力對中校核方法應該與正確的施工方法相吻合，理論校核同時也為無應力對中施工進行保障，避免管道因走向及支架設置不合理導致的無應力對中困難。同時在理論計算中，管嘴冷態受力與熱態受力、管道附加重等問題也應一并考慮。以上措施保證了理論計算、施工、設備真實運行狀態的統一連貫性，進一步提高了理論應力計算的仿真度。