汽輪機連通管膨脹節計算分析

毛景禮 黃亞軍 楊曉輝 孔繁錦

（1、哈爾濱汽輪機廠有限責任公司，黑龍江 哈爾濱150046 2、海裝駐上海地區第九軍事代表室，上海200120）

在汽輪機本體系統中，相鄰兩汽缸或三汽缸之間常用一只管道連接，即連通管。連通管本身剛度大、內部蒸汽參數高，僅靠管道自身的柔性無法吸收管道熱膨脹產生熱位移，滿足不了汽缸接口許用力和力矩的要求，一般需要設置膨脹節。

由于布置空間限制，不能采用鉸鏈型膨脹節。自由式膨脹節需要限制盲板力，增加輔助支架。管道自身不能通過增加彎道提高柔性，會增加壓力損失對機組出力產生影響，同時也不利于汽輪機缸體的檢修。在傳統設計中，都是通過計算連通管最大膨脹量，提供給膨脹節廠家，供產品選型。隨著高參數機組的越來越多，對汽輪機汽缸穩定性計算提出更高的要求，汽缸連接的大管道還有抽汽管道。在進行汽缸穩定性分析時，也需要掌握連通管真實的力和力矩。

為了對比分析連通管力學分析結果，本文采用行業通用電站管道力學分析軟件CAESAR Ⅱ進行分析對比[1]。

1 膨脹節模型建立

本文管道材料為Q345,當溫度為2870C、管道長度為13.34m時，完全膨脹量為41mm。彈性模量1.823*10^8 Pa。管道口徑通過熱力計算及管道流速限制，確定管道口徑為1432*25,管道材料為Q345。根據管道布置、汽輪機組動靜膨脹特點，選取壓力平衡式膨脹節。確定以下輸入參數：

（1）設計參數：管道設計壓力0.561MPa、溫度287℃。

（2）波紋管：波數為8，單波軸向剛度為10198.8N/mm,整體橫向剛度為589N/mm，整體軸向剛度為637.4N/mm。膨脹節整體軸向剛度為2549.7N/mm。

（3）膨脹節重量:3.4 噸。

1.1 無膨脹節的連通管模型

應用計算軟件得到圖1 計算模型。

圖1 管道計算模型

通常管道布置都致力于依靠管道自身的柔性來吸收管道的熱膨脹。一般通過增加彎頭數量或增加Π 彎達到增加管道柔性[2]。汽輪機連通管為了最大限度減少壓力損失，增加機組出力，需要減少彎頭數量，減少阻力損失。另外由于廠房及行車檢修高度的限制，兩個豎直管道不能太長，不能通過增加Π 彎的影響增加柔性。既有模型計算結果如表1 所示。

表1 單位N、N.m

當不采用膨脹節時管道直接連接，接口推力和力矩將達到330 萬噸，力矩達到1061 噸，足以將設備推翻，乃至損壞。

1.2 膨脹節簡單模型的連通管計算

簡單模型（見圖2）的優點是，可以通過膨脹節的整體剛度信息進行快速建模，節省時間成本、不易出錯。計算結果如下：

圖2 整體剛度模型

表2 單位N、N.m

圖3 帶拉桿模型

表3 單位N、N.m

由表2 可知，連通管增加膨脹節后，整個管系接口推力明顯下降。

1.3 膨脹節復雜模型的連通管計算

復雜模型即在管道建模時，將工作波與平衡波之間的四根拉桿以及端板進行模擬。并通過CNODE 方法實現拉桿與端板之間的載荷作用情況。特別注意的是拉桿溫度應該輸入環境溫度，并將膨脹節端板及附件的重量均分加達到膨脹節模型兩側，拉桿為無重量的剛性件。如圖3，帶拉桿膨脹節計算模型，計算結果見表3。

2 結果分析

對比三種計算結果，在增加膨脹節后與原來管道模型結果對比，出現大幅度下降。采用簡單模型，不模擬膨脹節的拉桿受力。因為忽略了膨脹節的內壓推力，此時膨脹節有效直徑按照零考慮，此處建模不考慮平衡波，這是因為整體剛度都在工作波輸入時考慮，同時不模擬拉桿，因此可以將平衡波去掉。不難發現完全建立模型與整體剛度模型結果差距很大，簡單模型對接口推力和力矩大，這會導致計算結果的保守，增加膨脹的波數，制造成本增加。兩種模型結果差距較大，這是由于在建立簡單模型時，將膨脹節的整體剛度設置在工作波上，對于軸向剛度來說，兩種方法差距比較小，這從Fx 方向計算結果差距不大可以看出來。而工作波長度比整個膨脹節長度小很多，真實膨脹節的橫向補償作用還有工作波與平衡波之間的管道參與，中間管越長，橫向補償作用越大。同時拉桿與端板之間并沒有鉸接的作用，也可以起到補償作用。

從計算結果可以看出，設置膨脹節以后，管道接口力和力矩明顯降低，滿足汽缸穩定性要求，可以用于實際設計安裝指導。

3 結論

3.1 對于汽輪機連通管需要采用詳細的管道計算方法，模擬膨脹節的每一個部件，使計算結果更加接近實際情況，滿足設計要求；當對汽缸穩定性進行分析的時候，采用詳細的數值更能方便我們進行分析，控制各個接口的力和力矩限制。

3.2 對于汽輪機連通管設計過程中需要進行詳細的管道應力分析。避免結果保守，造成膨脹節選型的成本增加，減少冗余計算。（重點經濟角度）

3.3 對于將位移量提供給廠家進行設計，需要廠家提供復雜模型計算結果，滿足膨脹節設計求得對汽缸接口的詳細載荷值，統籌各個部件的載荷分配。