聯合循環機組汽輪機高中壓外缸的熱應力分析

蔣能東， 馬少林， 李軍

(1. 東方汽輪機有限公司， 四川 德陽， 618000； 2.西安交通大學能源與動力工程學院， 陜西 西安， 710049)

聯合循環機組汽輪機高中壓外缸的熱應力分析

蔣能東1， 馬少林1， 李軍2

(1. 東方汽輪機有限公司， 四川 德陽， 618000； 2.西安交通大學能源與動力工程學院， 陜西 西安， 710049)

文章采用商用有限元結構分析軟件 ANSYS 對一典型聯合循環機組的高中壓外缸的熱應力進行 三維數值分析研究。根據給定的溫度邊界條件，對汽缸在無、有隔熱罩兩種結構下進行熱應力和相應的熱變形計算。計算結果表明在無隔熱罩的情況下，汽缸的應力已超出了材料的允許強度。汽缸的再熱蒸汽溫度提高后采用隔熱罩以及蒸汽冷卻，有效地降低了汽缸內壁的溫度，確保了汽輪機運行的安全。

有限元法，汽輪機，高中壓缸，溫度場，熱應力，彈性接觸，數值分析

1 前言

在蒸汽輪機向大功率、高參數發展的同時，燃氣-蒸汽聯合循環技術日益成熟。 文獻[1]告訴我們， 聯合循環是將燃氣 “布林登” 循環與蒸汽“朗肯” 循環串在一起， 達到提高平均吸熱溫度，降低平均放熱溫度，從而大幅度提高循環的效率。聯合循環以其高效率、優秀的環保性能及靈活的負載適應性等優勢占據了近年來世界新增發電裝機容量的較大份額。聯合循環中蒸汽輪機與常規蒸汽輪機一樣，參數也在向高溫高壓方向發展，同時為了適應燃氣輪機快速啟動的特點，對它的安全性提出了更高的要求。特別是燃機、汽機、發電機組成單軸的聯合循環機組，要求啟動時間更短，負荷適應性更強，安全性更高。因此，研究分析聯合循環機組汽輪機由于溫度梯度而引起應力變形等問題具有重要的意義。

聯合循環機組中壓進汽溫度達 566 ℃， 比常規同容量的汽輪機中壓進汽溫度 538 ℃高出 28℃，與超臨界機組的進汽溫度相當，同時汽缸的結構與常規機組也有很大的區別。對該類型的汽缸所進行的熱應力、熱變形和氣密性計算也不多見。 本文將采用大型結構有限元分析軟件 ANSYS，以聯合循環機組 ST 100MW 高中壓外缸的三維接觸體系為研究對象詳細分析計算: （1）有隔熱罩情況下汽缸的熱變形、 熱應力； （2）無隔熱罩情況下汽缸的熱變形、熱應力。

2 高中壓缸的三維有限元模型

高中壓缸的熱應力和熱變形分析是汽缸法蘭氣密性分析的基礎，以下將從溫度場入手建立高中壓缸三維有限元模型，從而分析汽缸的強度。

2.1汽缸溫度場分析

穩態熱傳導方程有限元矩陣格式如下［2］:

式中:

K―熱傳導矩陣；

T―溫度載荷列陣；

φ―節點溫度列陣， φ=［φ1φ2… φn］T。

矩陣K和T的元素表示如下:

2.2 汽缸溫度載荷分析

得到汽缸的溫度分布后,溫度場所產生的相應的力可由式（4）、 式（5）計算獲得［2］。

其中， Pf和 PT分別是體積載荷和表面載荷引起的載荷項， Pε0是溫度應變引起的載荷項。

ε0=a（φ-φ0）［1 1 1 0 0 0］T（7）

式中， a 是材料的線膨脹系數 （1/℃）； φ 是汽缸的現時溫度場； φ0是汽缸的初始溫度場。 若式（4）右端僅包括溫度載荷項式 （6）， 就可由 a 求得熱應力 σ； 若載荷項為式 （5）， 就求得包括熱應力在內的綜合應力。

3 高中壓缸模塊的結構

聯合循環汽輪機自身具有的特點決定了它的高中壓模塊結構不同于常規火電機組: （1）無抽汽回熱系統； （2）采用全周進汽， 無調節級， 用滑壓參數調節功率。從結構上看，高中壓缸體對外連接的接管少， 無噴嘴室［3］。 因此， 高中壓缸結構簡明。

圖1 高中壓模塊結構簡圖

圖1為某廠聯合循環機組ST 高中壓模塊結構簡圖。模塊分上下兩部分，通過中分面法蘭、螺栓聯接密封。模塊由內、外兩層缸組成，外層為合缸，內層高壓部分有高壓內缸，中壓部分包括隔熱罩和隔板套，進汽結構為單側進汽。

它的高中壓模塊對外連接的接管少，只有3個接管，即高壓主蒸汽入口、再熱蒸汽入口和高壓排汽口。同時，汽缸無噴嘴室。它的高壓進汽參數壓力為 9.93 MPa， 溫度為 538 ℃； 中壓進汽參數壓力為 3.35MPa， 溫度為 566 ℃。

冷卻蒸汽流向: 高壓排汽一部分→D →B、C→A。 具體地說， 就是高壓排汽一部分通過 21 mm寬環形槽進入D腔室；再經過高壓內缸左端周向 20-Φ6 孔進入 B、 C 腔室， B、 C 腔室通過隔熱罩上環形密封圈上沿著輻射線方向 8-12.6mm× 3mm 槽連通； B、 C 腔室內的冷卻蒸汽通過隔熱罩上 20-Φ10 匯入 A 腔室。

高中壓外缸的外形尺寸、重量分別為:上半: 4 511 mm×2 980 mm×1 632 mm， 19 088 kg； 下半:5 400mm×2 980mm×1 627mm， 21 193 kg。

4 汽缸強度計算

本文所計算的是某廠聯合循環機組 ST高中壓外缸的實際例子。 當中壓進汽溫度由 538 ℃提高到 566 ℃以后， 汽缸在沒有隔熱罩的情況下可能會因溫差過大產生較大變形而導致漏汽。本文將根據給定的溫度邊界條件，分析計算汽缸在穩態工況下的溫度場、變形情況等，進而計算汽缸的強度分析。

4.1 汽缸溫度場的計算

4.1.1 汽缸的溫度邊界條件

為了減少計算工作量，同時達到本課題研究的目的，高中壓缸的有限元計算實體模型只考慮了高中壓缸中除中壓排汽蝸殼部分的其余部分。汽缸結構示意圖見圖 2。 汽缸中分面螺栓共 40 個，汽缸共有 5 個腔室， 其蒸汽溫度分別為 T1、 T2、T3、 T4和 T5。 計算時溫度 邊界選取的原則為: 汽缸內壁按蒸汽溫度，外壁溫度比內壁溫度低5℃，法蘭外壁比內壁低 15℃。 根據溫度邊界的選取原則可得汽缸在無隔熱罩和有隔熱罩時腔室的內壁溫度，當有隔熱罩時中壓進汽部位內壁溫度將顯著降低， 比無隔熱罩時要降低 50℃。 計算過程中考慮了材料物理性能隨溫度的變化。

圖2 汽缸溫度邊界條件示意圖

4.1.2 汽缸有限元網格

圖3給出了該汽缸的有限元網格圖。汽缸壁和中分面法蘭采用三維四面體單元，螺栓及螺母采用三維六面體單元，汽缸分上、下半中分面接觸，螺母與法蘭面接觸。

圖3 汽缸有限元網格圖

4.1.3 汽缸溫度場有限元計算結果

圖4是穩態工況下汽缸三維溫度場分布，從圖上可以看出，汽缸最大溫度為再熱蒸汽進汽口處。同時，由于汽缸各腔室蒸汽溫度不同，在汽缸上形成軸向溫度梯度。在徑向方向，也由于內外壁之間的溫差而形成徑向 （內外壁）溫度梯度。

圖4 汽缸溫度場分布

4.2 汽缸強度計算

由于在中壓進汽段有、無隔熱罩對汽缸的溫度有較大的影響，需要計算由此產生的熱應力。計算中考慮了各腔室的內壓、螺栓中有預緊力以及汽缸的自重。因此要計算的應力是熱應力與機械應力的合應力［4-6］。 螺栓的工作應力按原設計數值 300MPa來計算。

4.2.1 汽缸有限元網格圖

汽缸有限元網格與計算溫度場的網格一致，如圖3所示，只是將單元轉換為三維結構單元。汽 缸 共 有單 元 74 582 個 ， 節 點 19 296 個 。 螺 栓共有單元 27 292 個， 節點 20 607 個。

4.2.2 汽缸有限元計算結果

從汽缸的有限元計算結果可以看出，由于溫度和內壓的作用，汽缸向外側和向高壓進汽側產生膨脹變形。具體數據是，無隔熱罩時汽缸的變形是: 軸向 （x）為-21.988 mm， 垂直方向 （y）為11.289 mm， 橫 向（z） 為 7.638 mm； 有 隔 熱 罩 時的變形是: 軸向（x）為-21.544 mm， 垂直方向（y）為10.812 mm， 橫 向 （z） 為 7.131 mm。 將 這 些 數 據 與汽缸無隔熱罩時變形數據比較，發現汽缸在有、無隔熱罩的情況下變形相差不大。

4.2.3 計算結果分析

從汽缸上選取幾個截面，按第四強度理論計算出各截面上的等效應力。 圖 5（a）、 圖 6（a）為無隔熱罩時汽缸的橫向截面和縱向截面的等效應力分布。 圖 5 （a）從左至右各腔室的截面分別為 y1、y2、 y3、 y4、 y5。 由計算可得截面 y1、 y2、 y3、 y4、 y5的等效應力分布， 其最大等效應力分別為 278.529 MPa， 239.868 MPa， 277.349 MPa， 232.004 MPa，223.136MPa。

從圖 5（a）可以看出最大的等效應力為 278.529 MPa， 位于法蘭螺栓孔上下端； 汽缸壁上的應力不大， 滿足強度設計要求。 從圖 6（a）可知， 在第三和第四腔室的過渡處汽缸壁上存在較大的應力（190 MPa）。 這主要是由于這兩個腔室存在較大的軸向溫度梯度，使得在較短的軸向尺寸內溫度變化劇烈，導致產生過大的熱應力。由于汽缸的此段處于高溫工作狀態下，強度校核時應考慮高溫持久強度。 從文獻[7]查得汽缸所用材料的持久強度為 172 MPa （510 ℃時）， 它不能滿足汽缸的高溫強度要求。因此，這就需要用隔熱罩來有效降低這兩個腔室之間的軸向溫度梯度。

圖 5（b）、 圖 6（b）為有隔熱罩時汽缸的橫向截面和縱向截面的等效應力分布。 圖 5（b）從左至右的各腔室的截面分別為 y1、 y2、 y3、 y4、 y5。 由計算可得截面 y1、 y2、 y3、 y4、 y5的等效應力分布， 其最 大等 效應力 分別 為 281.661 MPa， 221.847 MPa，232.29MPa， 226.237MPa， 224.845 MPa。 比較圖5（a）和圖 5（b）可知， 有隔熱罩時對所選的幾個截面上應力影響不大。

但從圖 6（a）和圖 6（b）可以看出， 汽缸的第三和第四腔室之間的熱應力明顯 降低 （由 190 MPa降低到 158 MPa）， 滿足高溫強度要求。 這就說明了有隔熱罩的必要性。事實上在實際運行時，有隔熱罩時中壓進汽部分的溫度還要低，該處應力還會明顯下降。

圖5 汽缸的橫向截面等效應力 （第四強度理論）

圖6 汽缸的縱向截面等效應力 （第四強度理論）

5 結論

本文采用大型結構有限元分析軟件 ANSYS 能比較精確地分析汽輪機汽缸的強度問題。本文得出了如下結論:

（1）對不同溫度載荷作用一個聯合循環 ST 機組 100 MW 高中壓外缸再熱蒸汽部分的應變、 應力詳細分析和計算的結果表明，汽缸在有、無隔熱罩的情況下，變形相差不大。

（2）汽缸在無隔熱罩和有隔熱罩的情況下， 最大的等效應力不超過汽缸材料的允許強度，滿足要求；但對高溫持久強度，無隔熱罩的情況下最大等效應力不能滿足強度要求，而有隔熱罩時滿足高溫強度要求。這就說明了有隔熱罩的必要性。

（3）本文采用大型結構有限元分析軟件 ANSYS能較為準確地計算汽缸的變形、應力，從而可以定性、定量地進行汽缸氣密性及安全性分析，是對傳統汽缸設計、計算的有益補充。

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Numerical Investigation on Thermal Stress of Steam Turbine HIP-casing for Combined Cycle Unit

Jiang Nengdong1， Ma Shaolin1， Li Jun2
(1.Dongfang Turbine Co.,Ltd.,Deyang Sichuan,618000；2.Schoolof Energy and Power Engineering,X i'an Jiaotong University,X i'an Shaanxi,710049)

In this paper,commercial finite element structure analysis software ANSYS is adopted to make a 3D numerical investigation on the thermal stress of HIP outer casing of a typical combined cycle unit.Basing on the given temperature boundary condition,thermal stress calculation and corresponding thermal deformation calculation are conducted on both casing with thermal shield and without thermal shield.The calculation result suggests that the thermal stress of the casing will go beyond the allowed intensity of casingmaterialswithout the thermal shield.In otherwords,after the reheat steam temperature goes up,the inner wall temperature of the casing will drop effectively because of the adoption of the thermal shield and steam cooling,so that the safe operation of the casing is secured.

finite elementmethod,steam turbine,HIP-casing,temperature field,thermal stress,elastic contact,numerical investigation

TK262

： A

： 1674-9987(2014)02-0018-05

蔣能東 （1968-）， 男， 高級工程師， 1991 年畢業于西安理工大學， 主要從事汽輪機制造、 設計等技術工作。