抽真空對獨立外缸低壓模塊端汽封間隙的影響分析

段增輝，謝誕梅，邱 健，張立軍，歐楚雄，王 濤，沈 政

（1.東方汽輪機有限公司，四川 德陽 618000；2.武漢大學動力與機械學院，湖北 武漢 430072；3.遼寧紅沿河核電有限公司，遼寧 大連 116000）

隨著汽輪機容量增大，真空的變化越來越成為影響機組穩定性的關鍵因素。目前大功率機組，特別是真空變化大的空冷機組、排汽面積大的核電機組已經拋棄原來低壓內缸落在外缸上的傳統結構，而采用軸承直接落地或低壓內缸落地結構。其目的均是將跟通流間隙關系密切的部件與低壓外缸脫離，減小真空的影響[1-4]。

本文分析的某獨立外缸結構的低壓模塊就是內缸落地的典型結構。該機型以其高效性及穩定性得到用戶的廣泛青睞，是我國1 000 MW級核電汽輪機領域的主力機型。但大修時發現軸徑、低壓端汽封底部有磨損現象。汽封碰磨是汽輪機運行過程中發生的常見問題[5-7]，甚至新投運機組適當的碰磨也是保證機組高效性的慣常現象。但是必須摸清碰磨發生的時機與機理，必要時適當處理，否則動靜碰磨也會帶來效率降低、振動異常等問題[8-10]。因此，電廠做了一系列排查工作，發現低壓端汽封在抽真空階段有明顯變形。為找出抽真空階段汽封間隙變化的影響因素，本文對低壓內缸及端汽封的變形進行了有限元分析，為優化措施的施行提供數據支撐及改進方向。

1 獨立外缸低壓模塊結構

獨立外缸結構的低壓模塊結構簡單（圖1）。外缸通過水平中分面和垂直中分面分成4塊殼體，下半底部與凝汽器喉部剛性連接，軸向前后端部有環形法蘭面。低壓內缸由1個低壓內缸中部和兩端的排汽錐體組成，排汽錐體下半有外伸的支撐板，端部也帶有環形法蘭。低壓內缸的支撐板軸向穿出低壓外缸，內、外缸環形法蘭通過柔性密封環連接。柔性密封環為橡膠件，既起到外缸的密封作用，又能吸收內外缸之間各個方向的相對位移。內缸支承板通過若干圓墊鐵、斜墊鐵支撐在基礎上，軸承落在支撐板上。在支撐板前后兩側，分別布置1個死點鍵與1個導向鍵。低壓端汽封把在低壓內缸排汽錐體的軸向端面上。

圖1 低壓模塊示意Fig.1 Schematic diagram of the LP module structure

由于低壓內、外缸之間是柔性連接，外缸相對獨立。運行過程真空變化、凝汽器載荷變化等引起的外缸變形均由外缸獨立吸收，不會傳給低壓內缸及基礎。而通流部件及軸承等影響通流間隙及軸系穩定的部件全部在內缸中，因此機組對外缸剛度的要求大大降低，起到隔絕空氣的作用即可。

2 抽真空影響定性分析及臨時措施

本文討論的抽真空是指機組實際的抽真空階段，不是僅指真空的建立，還包括建立真空伴隨的投汽封系統的操作。

真空建立后，低壓外缸的變形不會傳遞到內缸，但內缸端部的軸向端面要受真空力的作用。內缸上下半結構并不相同，剛度存在差異。在真空力作用下，低壓內缸不只是軸向變形，在豎直方向也會存在彎曲變形，從而帶動端汽封間隙發生變化。

要建立真空，汽封系統必須投運，高溫汽封蒸汽會加熱汽封體及與其連接的排汽錐體。低壓內缸的支撐面離低壓端汽封中心有1 500 mm的距離，受熱后排汽錐體的膨脹，也會帶動汽封體變形。

低壓缸軸承跨距8 600 mm，原設計端汽封底部間隙0.45～0.82 mm。針對投運機組已出現的端汽封底部碰磨情況，對后面的機組做了初步優化：

1）在保證總間隙不變的情況下，調整汽封設計間隙，底部放大了0.17 mm；

2）修改低壓缸噴水自動投入的邏輯，在投汽封系統時自動投噴水，降低排汽錐體溫度。

3 有限元分析

在抽真空過程中，真空力和高溫汽封蒸汽的熱影響都能引起端汽封間隙的變化。但低壓內缸結構復雜，真空力和熱影響很難通過常規方法計算。為了找出影響汽封間隙的因素，驗證優化措施的有效性，需進行有限元數值分析。本次計算用的軟件為ABACUS商用仿真軟件。此外，對已經采取了優化措施的某機組的排汽錐體進行了溫度監測，作為溫度場計算的驗證條件。

3.1 計算模型

計算采用的模型包括低壓內缸、低壓汽封體、支撐低壓內缸的圓墊鐵、斜墊鐵等。根據分析需求，對模型進行了適當的簡化和替代處理。

整個模型沿軸線對稱，因此以對稱面分割，取1/2汽缸作為計算模型。由于分析的問題不涉及汽缸的汽密性，與螺栓關系不大，忽略了水平法蘭、垂直法蘭的連接螺栓。隔板、轉子沒有實際建模，其對低壓內缸的影響通過重力載荷方式施加。支撐板下的圓墊鐵對低壓內缸的變形有重要影響[11-12]，為保證數值模擬的支撐板能按實際安裝情況自由變形，保留了支撐板底下的圓墊鐵、斜墊鐵及其球面副結構。地腳螺栓與低壓內缸沒有實際接觸，計算模型沒有考慮其影響。

整個模型總長約11 400 mm，高度約7 400 mm，寬度方向取實物1/2，約3 700 mm。

3.2 網格劃分

整個模型網格采用一階四面體單元。網格劃分時，兼顧計算量和計算精度，對計算重點關注的汽封體及與其把合的低壓內缸排汽錐體端面進行了局部加密。為使網格數量對計算結果的影響減至最小，進行了網格無關性驗證。整個模型共有942 000個單元，242 596個節點。模型網格如圖2所示。

圖2 計算模型網格Fig.2 Mesh generation for the calculation model

3.3 材料特性

計算所用材料：低壓內缸材料采用Q345-D，端汽封體、圓墊鐵、斜墊鐵材料采用Q235-B，均與機組實物材料一致。材料特性見表1。

表1 材料特性Tab.1 Material properties

3.4 計算工況及計算方法

本次計算旨在分析抽真空階段對低壓汽封底部間隙的影響。在這個過程中，分析對象受固有的重力影響，還要承受真空力、汽封蒸汽熱影響。計算分3個分析步進行：分析步1僅施加重力載荷；分析步2在重力載荷的基礎上加了抽真空工況的真空力載荷；分析步3又加了投軸封狀態下熱載荷。這樣通過3個分析步能分別計算出重力、真空力、汽封蒸汽熱影響這3個因素對低壓內缸及汽封體變形的影響。其中，溫度場的計算采用穩態熱傳導，計算出與實測溫度相當的溫度分布，作為分析步3的輸入。

3.5 約束邊界條件

低壓內缸通過斜墊鐵、圓墊鐵支撐在基礎上。整個計算模型豎直方向的約束設在在墊鐵座的底面，在死點健槽的遠離汽缸的端面約束軸向位移，橫向約束通過在對稱面采用對稱約束實現。位移約束的具體位置如圖3所示。

圖3 約束條件示意Fig.3 Schematic diagram of the constrains

內缸與排汽錐體之間、缸體上下半之間分別通過垂直法蘭、水平法蘭綁定處理。端汽封體與排汽錐體之間綁定處理。

模型中各墊鐵座固定約束；墊鐵墊的底面與墊鐵座之間通過球面副滑動接觸，摩擦系數取0.2；內缸的支撐板底面與墊鐵墊的頂面滑動接觸，摩擦系數取0.3。

3.6 載荷施加及計算結果

3.6.1 重力載荷

計算對象重力載荷包括低壓內缸、低壓隔板、低壓轉子、低壓汽封體等部件的重量。汽缸和汽封體的重量由重力加速度的方式施加；隔板、轉子的重力載荷通過等效壓強分別施加在汽缸懸掛銷槽、軸承上。計算重力載荷下低壓內缸及汽封體的變形，提取豎直方向位移結果，如圖4所示。

圖4 重力載荷下豎直方向位移云圖Fig.4 Vertical displace cloud under gravity

因為本問題關注的是端汽封在豎直方向間隙的變化，故只提取了關鍵部位豎直方向位移值，見表2。由圖4和表2可以看出：在自身重力的作用下整個低壓內缸模塊整體下移，中間下沉，兩頭上翹；汽封體則隨著汽缸端部的變形而改變，整體下沉，遠汽缸側相對上翹。

表2 重力載荷下豎直方向位移Tab.2 Vertical displace under gravity

3.6.2 真空載荷

抽真空后，由于低壓內缸僅2個軸向外端面暴露在空氣中，承受向內的真空力。內缸其余部分都包在低壓外缸內，環境壓力相同，不受真空力影響。因此僅需通過在排汽錐體外端面施加壓力的方式實現真空力的加載。計算重力載荷及真空力載荷下豎直方向低壓內缸及汽封體的變形，結果如圖5所示。同樣，取關鍵部位豎直方向位移值，見表3。

由圖5和表3可以看出：在真空載荷的作用下，整個低壓內缸兩頭上翹的趨勢進一步加劇；整個汽封體整體下沉，遠汽缸側上翹加劇。

表3 重力及真空力載荷下豎直方向位移Tab.3 Vertical displace under gravity ＆ vacuum

圖5 重力及真空力載荷下豎直方向位移云圖Fig.5 Vertical displace cloud under gravity ＆ vacuum

3.6.3 熱載荷

汽輪機的汽封系統在低壓模塊的作用是防止空氣漏進低壓缸，通過微正壓的高溫汽封供汽和微負壓的抽汽來實現密封功能[13]。供入汽封蒸汽是低壓缸和凝汽器能建立真空的前提條件。在抽真空階段，高溫軸封蒸汽的熱影響是一個必須考慮的重要因素。計算汽封蒸汽熱載荷引起的變形的關鍵在于建立與實際汽缸溫度分布相當的溫度場[14-15]。為此，在現場實測了汽輪機投軸封后排汽錐體的溫度分布，如圖6所示。

圖6 實測排汽錐體溫度場（℃）Fig.6 The measured temperature field of the exhaust cone (℃)

計算時，通過在軸封供汽腔室處施加熱源，對汽封體、汽缸進行熱傳導分析，并與現場實測排汽錐體溫度進行比較，獲得與實測相當的溫度場，如圖7所示。計算重力、真空力、熱載荷聯合作用下低壓內缸及汽封體的變形，提取豎直方向位移結果云圖，如圖8所示。同樣，取關鍵部位豎直方向位移值，見表4。

圖7 計算溫度場Fig.7 The calculated temperature field

圖8 重力、真空、熱載荷下豎直方向位移云圖Fig.8 Vertical displace cloud under gravity, vacuum ＆thermal load

表4 重力、真空、熱載荷下豎直方向變形Tab.4 Vertical displace under gravity, vacuum ＆ thermal load

由圖6—圖8及表4可以看出：在高溫軸封蒸汽作用下汽封體、低壓內缸排汽錐體被加熱，汽缸整體上抬；軸封蒸汽熱影響除了抵消真空力的下沉量外，最終導致低壓汽封體整體上抬，汽封遠端上翹的趨勢并沒改變。

4 計算結果分析

在重力作用下，低壓內缸帶汽封體整體下沉，汽缸整體呈現中間下沉兩頭翹的變形現象，排汽錐體端面的傾斜帶動汽封體傾斜，遠汽缸側汽封間隙比近汽缸側汽封間隙下沉量小（近汽缸側下沉0.381 mm，遠汽缸側下沉0.327 mm）。在真空力作用下，汽封體整體下沉，近汽缸側下沉0.197 mm，遠汽缸側下沉0.067 mm，兩端上翹更明顯；通汽封蒸汽后，內缸排汽錐體受熱，帶動汽封體上抬，近汽缸側上浮0.258 mm，遠汽缸側上浮0.172 mm。熱影響的上浮量與機組底部間隙實際放大量0.17 mm相當。

安裝階段低壓內缸模塊已經受重力載荷影響，動靜部件的間隙是在已受重力的狀態下調整而達到設計要求的。因此安裝后機組抽真空階段汽封間隙的變化，不需要計入重力影響。在該階段間隙變化受真空壓力、軸封蒸汽熱影響。真空力使汽封體整體下沉并兩端上翹；熱影響使汽封體整體上浮；2個載荷的綜合效果使汽封體整體上浮（汽封體近汽缸側上浮0.061 mm，遠汽缸側上浮0.105 mm）。

計算表明，針對汽封底部碰磨問題，采取的投噴水、放大汽封間隙等措施是有效的，現場檢查結果也表明效果良好。抽真空后轉子狀態如圖9所示。采取2項優化措施的機組某次抽真空試驗后的狀態表明，抽真空過程中沒有明顯的摩擦現象（圖9b)）。

圖9 抽真空后轉子狀態Fig.9 The turbine rotor state after vacuum raising

5 結論和建議

本文通過結構分析及有限元分步計算，理清了抽真空階段重力、真空力、熱載荷對低壓端汽封間隙的影響，總結出以下結論和建議：

1）重力載荷下，整個低壓內缸呈現中間下沉兩頭上翹的變形，但這是安裝的初始狀態，不會引起端汽封間隙的變化。

2）真空力作用會導致低壓端汽封底部間隙變大0.067～0.197 mm。因此真空變化并不會導致汽封底部碰磨。針對解決該部位的碰磨問題，沒必要增強低壓內缸的抗真空力影響的能力。

3）軸封蒸汽熱影響會導致低壓端汽封底部間隙減小0.172～0.258 mm。投軸封時就自動投噴水，降低排汽錐體溫度，是解決碰磨問題的積極措施。

4）真空力與熱影響的聯合作用會導致汽封底部間隙減小0. 061～0.105 mm。盡管對于如此龐大的汽缸，這個變形量并不算大，但加大汽封底部間隙是必要的被動措施。因為最惡劣的工況是僅投軸封還沒抽真空的工況，間隙優化措施實施時僅需考慮熱影響導致的間隙變小量。建議對后續機組在保證豎直方向總間隙不變的前提下，將底部間隙在原設計值的基礎上放大0.2 mm。