黃文佳 李會利 楊召 北京首航艾啟威節(jié)能技術股份有限公司

表1 計算中采用的單元

直接空冷早于1939年應用于歐洲，是指火電廠直接采用環(huán)境空氣來冷凝汽輪機排汽的冷卻系統(tǒng)，采用直接空冷的機組稱為直接空冷機組。直接空冷系統(tǒng)因其無需依賴水源的特點，在干旱缺水地區(qū)新建火電機組中得到了廣泛的應用。排汽管道作為直接空冷系統(tǒng)的重要組成部分，具有薄壁大口徑的特點，管道的最大直徑可達DN8000，管道結構復雜。除管道外，還有膨脹節(jié)、導流片、支吊架等局部復雜結構。其承受的載荷也很復雜，受自重、負壓、沉降差、溫度、地震和風載等多種載荷共同作用。這些載荷復雜并且交互耦合作用，傳統(tǒng)的根據(jù)標準的計算方法也有其局限性。隨著計算機技術、計算數(shù)學、計算力學和計算工程科學的發(fā)展，有限元分析方法已經(jīng)越來越完善，并已廣泛的應用在工程結構分析、強度計算與結構設計中。本文應用大型通用有限元分析軟件ansys對某600MW空冷機組排汽管道進行結構強度分析，并基于分析結果對排汽管道系統(tǒng)進行優(yōu)化減重。在保證管道系統(tǒng)安全的前提下使設計更加的經(jīng)濟合理。

1 排汽管道模型

直冷排汽管道結構復雜，包含管道、膨脹節(jié)、導流片、拉桿、支吊架等局部結構，如圖1圖、2所示。本分析采用solidworks和hypermesh共同建立排汽管道的有限元模型然后導入ansys當中添加邊界條件并求解計算，在建立有限元模型時，排汽管道和支座均采用殼單元來建立；膨脹節(jié)采用彈簧單元模擬，其中膨脹節(jié)質量通過建立質量單元添加。另外，由于壓力平衡肘拉桿主要承受拉壓，同時在有些位置要受到彎曲的作用，所以采用梁單元建立?？紤]到腐蝕裕度和鋼板厚度負偏差，管子和零件的殼體厚度在進行強度校核計算時要相應的減??；同時考慮到管子自身的實際重量，減小厚度的殼體的密度要相應增加，所以在計算時材料的密度采用折算后的密度。采用的單元類型如表1所示，有限元模型如圖2、圖3所示。

圖1 排汽管道正視圖

圖2 局部有限元模型

圖3 局部有限元模型

由圖1、圖3可見，在排汽管道和汽輪機排汽裝置接口位置添加了一個密封圓板，此板為剛性體，但可以在溫度載荷的作用下發(fā)生變形，故不會限制排汽管道熱變形，從而避免此處在計算中產(chǎn)生極大的熱應力。排汽管道和空冷島接口位置同樣如此處理。這樣整個排汽管道成為一個密閉容器，根據(jù)經(jīng)典力學理論，一個封閉容器在內(nèi)壓作用下應該是自平衡的。因此，對其進行壓力平衡測試，求解后它的約束端的各反力分量和為零，表明該有限元分析模型是壓力自平衡的，以此來證明管道模型的正確性。

2 邊界條件

2.1 約束

排汽管道受到排汽裝置和蒸汽分配管對其平移和旋轉方向的約束，安裝工況下相當于固定，在有溫度載荷工況下會對排汽管道產(chǎn)生一個熱位移。壓力平衡肘各安裝位置施加各對應的約束。為方便提取約束位置支反力，約束施加均為在約束面中心建立主節(jié)點，主節(jié)點與約束面上節(jié)點通過剛性桿連接，然后在主節(jié)點上施加對應的約束。彈簧支撐和吊架處施加對應的支吊架載荷。詳細約束位置及約束方式如圖4及表2所示。

施加約束采用的坐標系：

x-軸：與蒸汽流動方向相反；

y-軸：豎直向上；

z-軸：Z軸與X、Y軸構成右手坐標系。

圖4 壓力平衡肘約束位置及支座位置剛性桿連接

表2 壓力平衡肘約束方式

表3 載荷

表4 載荷工況表

表5 主管道最大應力強度值

2.2 載荷及工況組合

在進行應力分析時應考慮以下荷載:管道自身重力、溫度載荷、壓力載荷、風載荷、地震載荷、基礎沉降。其中支吊架載荷采用ansys根據(jù)冷態(tài)吊零計算得出，并以該載荷進行支吊架選型。本分析中所考慮的載荷及工況組合如表3、表4所示（此處只列出較危險工況）。

3.計算結果

3.1.應力計算結果

表5列出了各工況載荷作用下，主管道的最大應力強度值。

由表5力計算結果可以看出，應力最大的工況為工況7，下面給出工況7載荷作用下，排汽管道各部分應力云圖，如圖5至圖7所示。

圖5 工況7排汽管道頂面應力云圖

圖6 工況7蓋板頂面應力云圖

圖7 工況7 分流器頂面應力云圖

4 結果校核及優(yōu)化

4.1 強度校核的標準和規(guī)范

本文根據(jù)JB4732鋼制壓力容器分析設計標準對ansys分析所得結果進行校核。分析設計法要求對容器各部位的各種應力進行詳細計算，并根據(jù)應力在容器上的分布、產(chǎn)生的原因以及對失效所起的作用將應力進行分類。根據(jù)其應力校核準則，在管道應力校核中，根據(jù)產(chǎn)生應力的載荷不同，將應力劃分為一次應力和二次應力兩大類。

一次應力（P），是指由于壓力、重力與其他外力載荷的作用所產(chǎn)生的應力;二次應力（Q）是指由于熱脹、冷縮、端點位移等位移載荷的作用所產(chǎn)生的應力，它不直接與外力平衡，而是為滿足位移約束條件或管道自身變形的連續(xù)要求所必須的應力。

按照JB4732《鋼制壓力容器—分析設計標準》規(guī)定，強度校核的判據(jù)有以下4個：

（1）一次總體薄膜應力強度SΙ應不超過設計應力強度值

（3）一次局部薄膜應力加一次彎曲應力的應力強度的許用極限為

其中K為載荷組合系數(shù)，在JB4732-95中有詳細描述,結合標準，本分析中 K＝1.2。

Sm為材料在設計溫度下的設計應力強度，其數(shù)值為：Sm=min[375/2.6，235/1.5]=min[144.23，156.67] = 144.2 MPa

4.2 強度校核

強度校核嚴格按照上述強度校核的標準和規(guī)范進行。下表中列出了一次局部薄膜應力加一次彎曲應力以及二次應力的應力強度校核結果（以下簡稱一次加二次應力），校核判據(jù)為：ansys計算結果殼的上、下表面應力強度之大值屬于一次加二次應力，應小于或等于3Sm，即3×144.2＝432.6MPa，中面應力強度屬于一次局部薄膜應力，應小于或等于1.5kSm，即1.5×1.2×144.2＝259.56MPa。結合表5應力計算結果，一次應力，二次應力均滿足強度要求。

4.3 優(yōu)化減重

由4.2節(jié)可見在各工況載荷作用下，排汽管道強度均滿足要求。對照4.1節(jié)中排汽管道各部分應力結果云圖，主垂直管道、主彎頭、蓋板、歧管均有較大安全裕度。以蓋板為例，其中面應力強度為133.08Mpa，遠小于一次許用應力259.56Mpa；蓋板上圓板厚度原為30mm厚，考慮是否可以采用25mm厚鋼板。在工況7載荷作用下經(jīng)計算得到修改厚度后蓋板中面應力強度為156.22Mpa，計算結果依然滿足一次許用應力要求。修改厚度前后蓋板軸向變形由2.77mm增加到5.01mm剛度依然滿足要求，考慮到蓋板要有足夠的剛度，此處圓板厚度采用25mm厚鋼板，不可再減薄。其它部位排汽管道同樣采用該方法，根據(jù)優(yōu)化方案重新建立排汽管道的有限元模型并進行有限元分析驗證優(yōu)化方案是否可行，對排汽管道進行基于CAD和CAE的閉環(huán)設計。優(yōu)化前后排汽管道重量分別為933t和884t，共減重49t。

5 結論

直接空冷排汽管道系統(tǒng)體積龐大結構復雜，很難通過現(xiàn)場試驗的方法對其進行分析和校核。文采用ansys建立了600MW空冷機組排汽管道的模型，較真實的模擬了地震、風載等各種類型的載荷條件，求得其在各種工況載荷下的應力結果，按照標準進行校核，證明其滿足強度要求。用冷態(tài)吊零的方法計算的到支吊架的載荷值，為排氣管道支吊架選型提供參考。結合計算結果對排汽管道進行基于CAD和CAE的閉環(huán)設計減重優(yōu)化，從而得到最佳的設計方案。