高展羽，劉雄，楊曉燕

(東方汽輪機有限公司，四川 德陽，618000)

東方350 MW超臨界單層中壓缸設計要點分析

高展羽，劉雄，楊曉燕

(東方汽輪機有限公司，四川 德陽，618000)

為了進一步降低制造成本，提高機組效率，東方結合某350 MW機組開發(fā)了超臨界中壓單層缸模塊。文章對該超臨界單層中壓缸的設計要點進行了簡要分析，著重闡述了單層缸的結構、強度設計以及必要的工藝過程。

350 MW，單層缸，超臨界

0 前言

近年來，隨著計算機的發(fā)展，在汽輪機行業(yè)，產生了很多先進的設計理念、設計方法和設計軟件，同時，隨著資源緊缺和經濟不景氣，降本增效越來越被人們所重視。在此背景下，東汽結合某350 MW超臨界供熱機組的設計條件，對中壓模塊汽缸采用單層缸設計，并進行了一系列論證，本文將對該項目中壓單層缸的設計進行簡單的介紹和探討。

1 機組概況

該機組為350 MW超臨界燃煤間接空冷熱電聯(lián)產機組，機組型式為一次中間再熱，三缸兩排汽，機組參數(shù)為24.2/566/566，采暖抽汽為可調整抽汽，采用中低壓連通管上蝶閥與抽汽管上快關調節(jié)閥組合調節(jié)，供熱壓力為0.4 MPa，抽氣量為394.3 t/h（額定）～550 t/h（最大）； 工業(yè)抽汽為非可調抽汽，位于第3段和第4段抽氣管道上，各50 t。中壓缸排氣參數(shù)為0.4 MPa/242.8℃，流量127 t/h。

對于中壓模塊，通流設計為單流11級，抽汽分別在中壓第4級后、第8級后和第11級后。為了降低中壓進汽壓損，進汽方式采用水平切向變截面進汽。閥門采用主調聯(lián)合汽閥，布置在汽缸兩側，再熱蒸汽從閥門出口分別水平流入汽缸上、下半。本機組按照40%BMCR高、低壓串聯(lián)旁路設計，機組啟動方式為高中壓聯(lián)合啟動或中壓缸啟動。中壓缸整體結構示意見圖1。

圖1 通流示意圖

2 單層缸結構設計

汽缸是汽輪機設備中重要部套之一，汽缸設計是否合理直接關系到機組能否穩(wěn)定運行。在汽缸設計時，首先要保證的就是汽缸的強度、剛度和運行穩(wěn)定性；其次，汽缸結構應能滿足自由膨脹和收縮，避免應力集中和變形，保證運行過程中的動靜間隙；再次，汽缸結構應具有良好的氣動性，盡可能地提高機組經濟性；最后，汽缸結構應工藝性好，便于加工、裝配、檢修和運輸?shù)取?/p>

對于較高參數(shù)的機組，考慮到溫度場的分布，汽缸一般設計為雙層缸，因此，對于超臨界350 MW機組的中壓單層缸來說，設計過程尤為復雜。主要表現(xiàn)在以下幾個方面。

2.1 汽缸材料選取

汽輪機汽缸設計時，一方面要求汽缸材料具有足夠的高溫力學性能，另一方面，要求材料在工作溫度下具有良好的高溫抗氧化性和耐腐蝕性，同時，材料還需具有良好的時效穩(wěn)定性以滿足汽輪機30年的運行壽命。對于超臨界機組的雙層汽缸，外缸一般選取適用溫度較低的Cr-Mo或Cr-Mo-V鋼，內缸選取適用溫度較高的9%～12%Cr的材料。對于該單層中壓缸， 566℃的再熱蒸汽直接與其接觸，因此，汽缸材料按照超臨界內缸的材料 （9%～12%Cr）選取更為合理，在兼顧成本的情況下，汽缸材料設計為ZGlCr10MoNiVNbN。

2.2 支撐-滑銷系統(tǒng)

汽輪機在啟動-運行-停機過程中，隨著進入汽輪機系統(tǒng)的蒸汽參數(shù)變化，機組的結構件受熱脹冷縮的影響，尺寸也在不斷變化。因此，滑銷系統(tǒng)的可靠性是汽輪機穩(wěn)定運行的首要保障。單層缸滑銷系統(tǒng)結構總體型式及位置采用東方傳統(tǒng)350 MW機組的成熟結構，即：汽缸采用下貓爪支撐、貓爪與軸承箱采用鍵連接推動軸承箱滑動、汽缸橫向限位采用定位鍵連接。

中壓單層缸與雙層缸的外缸相比，由于汽缸本身溫度較高，則汽缸溫度對滑銷系統(tǒng)的影響相對較大，尤其是中壓缸前貓爪和定位鍵位于中壓進汽室前部，受到中壓進汽溫度對其的影響更加明顯。為了減小這部分影響，單層缸設計時，一方面將貓爪與中壓進汽室的距離加大 (相對雙層缸的外缸)，減小中壓進汽溫度對貓爪定位面 (中分面標高)的影響，另一方面調整傳統(tǒng)的定位鍵結構，將高溫部套設計為定位鍵，低溫件設計為鍵槽，運行時定位鍵受熱膨脹，定位鍵和鍵槽之間的間隙相對于冷態(tài)時減小，防止汽缸跑偏。

2.3 軸封系統(tǒng)

軸封系統(tǒng)是汽輪機組設計中一個重要的環(huán)節(jié)，軸封有效齒數(shù)、漏汽分段和汽封間隙設計的合理性是保障機組高效、穩(wěn)定運行必不可少的條件之一。對于該中壓單層汽缸，因其為單流設計，機尾端為中壓排汽段，其運行溫度與雙層缸的外缸溫度場相當，故而排汽端的軸封設計采用350 MW成熟的軸封結構，即一個懸掛式汽封體和一個端把汽封體共同組成兩段漏汽進入SSR。

東方傳統(tǒng)350 MW中壓前汽封為3段漏汽，第1段漏汽進入內外缸夾層，最終流入3#高壓加熱器，第2段漏汽進入SSR，第3段漏汽去軸封加熱器，軸封結構見圖2。

圖2 傳統(tǒng)350 MW中壓前軸封結構

采用單層缸之后，中壓前汽封的進口參數(shù)較高，如果仍舊采用傳統(tǒng)350 MW中壓前汽封的結構設計，則會導致3個問題：

（1）啟停機時，SSR送氣溫度與軸封漏汽溫度溫差較大，導致轉子彎曲；

（2）熱脹冷縮作用下，外部端把汽封體上汽封圈與轉子的徑向間隙在熱態(tài)時增大，影響機組經濟性，甚至導致軸封向外漏汽；

（3）因單層缸沒有內外缸夾層，則第2段漏汽參數(shù)較高，影響機組經濟性。

為了解決上述經濟性和安全性問題，單層缸設計時對中壓前軸封進行了優(yōu)化：

（1）合理設計軸封的漏汽參數(shù)，適當提高來自SSR的蒸汽溫度與之匹配，保證其與軸封漏汽之間的溫差，避免啟停機過程中轉子彎曲；

（2）滿足結構需要和脹差的情況下，增加軸封的有效齒數(shù)，優(yōu)化軸封徑向間隙，保證最優(yōu)經濟性；

（3）將原端把汽封結構設計為懸掛式汽封結構，避免汽封體隨外缸一起膨脹導致汽封間隙增大。優(yōu)化后的軸封見圖3。

圖3 單層缸中壓前軸封結構

2.4 進、排氣型線設計

在汽缸結構中，蒸汽的進、排腔室占相當大的比例，而衡量該腔室氣動性能的指標為全壓損失系數(shù)，全壓損失系數(shù)愈低，其氣動性能愈好，因此，世界各汽輪機制造廠多年來始終把降低壓損作為提高汽輪機內效率的重要手段之一。在對型線優(yōu)化收益的計算過程中，首先用Pro/E建立了幾何模型，然后用Workbench來實現(xiàn)網(wǎng)格的劃分，最后運用CFX對其進行計算分析。

在單層中壓缸設計過程中，考慮到缸效率和經濟性的提高，汽缸在進汽、排汽腔室的型線設計上進行了優(yōu)化，各腔室的截面積在周向上采用漸變的方式，以保證進口或出口處周向壓力分布均勻，減小各腔室的壓損。

傳統(tǒng)的350 MW機組中壓進汽采用豎直四進汽，中壓排汽采用周向等截面排汽；單層缸的中壓進汽采用水平切向兩進汽，中壓排汽采用周向變截面排汽。優(yōu)化前后的全三維流場模擬示意圖見圖4～圖7，從圖中看出，單層缸的進、排汽倒流處渦流區(qū)域明顯減小。中壓進、排汽腔室型線優(yōu)化使中壓缸效率顯著提升，熱耗收益大約13 kJ/kW·h。

圖4 中壓四進汽流場

圖5 水平切向兩進汽流場

圖6 等截面排汽流場

圖7 變截面排汽流場

2.5 脹差設計

汽輪機在啟動-運行-停機過程中，由于汽輪機各部件材質不同，線脹系數(shù)不同，且隨著進入汽輪機的蒸汽溫度不斷變化，靜子部分和轉子部分的膨脹值也在不斷變化，且膨脹量不相同，因此就會導致熱態(tài)時動靜間隙偏離冷態(tài)值，形成脹差。

該機組死點布置與常規(guī)350 MW機組一致，絕對死點位于中壓后，相對死點位于中壓前，因此，從脹差上來看，中壓單層缸與雙層缸的差異在于，前者為單層缸 （包括隔板等附件）膨脹量與轉子膨脹量之差，而后者則為內缸、外缸 （包括隔板等附件）膨脹量的疊加之后與轉子膨脹量之差，再者，雙層缸機組外缸材料與單層缸材料線脹系數(shù)非常接近，定性分析，該中壓單層缸與雙層缸膨脹量相差不大；又因轉子膨脹量與汽缸層數(shù)無關，故單層缸機組脹差與雙層缸機組差別不大，精確計算結果也顯示兩者脹差非常接近。

2.6 汽缸穩(wěn)定性

汽缸穩(wěn)定性是指汽缸在承受熱脹、自重、管道反力、做功反轉力矩等情況下能夠安全穩(wěn)定運行。汽缸穩(wěn)定性校核是機組設計必須要考慮的重要因素之一，是汽輪機組安全運行的首要保障。

中壓采用單層缸之后，中壓模塊的重量相比雙層缸機組減小 （約22 t），因此，為了保證汽缸穩(wěn)定運行，貓爪不至于托空，必須將作用到汽缸上的合力、合力距降到一定水平，而中壓缸做功反轉力矩受中壓缸功率限制無法調整，則只能降低連接到中壓缸上各管道的力和力矩，使其滿足汽缸穩(wěn)定性校核要求。

3 單層缸強度分析

汽缸是汽輪機設備安全校核必不可少的重要部套之一，就單層中壓缸而言，缸體內部壓力和溫度沿軸向坐標變化而變化，溫度場不均勻而產生的熱應力和變形，本身還承受隔板對其的軸向力以及管道作用的力和力矩，汽缸強度、氣密性的計算比較復雜。一般情況下，汽缸采用近似方法進行常規(guī)經驗計算，但隨著計算機技術的發(fā)展，利用專業(yè)的三維軟件進行的有限元分析法也越來越普遍，且計算結果也更加精確。

對汽缸進行經驗計算時，將汽缸壁和汽缸法蘭、螺栓等分別考慮。根據(jù)壓力、溫度分布將汽缸沿軸向分成若干段，采用理論公式分別進行計算。其計算過程可根據(jù) 《汽輪機強度計算手冊》逐步進行，在此不做詳細說明。下面將三維軟件的有限元分析進行簡單介紹。

該單層缸進汽壓力5.007 MPa，局部最高運行溫度569℃。在進行三維有限元計算時，采用Pro/E建立三維模型，網(wǎng)格劃分缸體以四面體單元為主，螺栓以六面體單元為主。螺栓及缸體上下半中分面網(wǎng)格較密。根據(jù)其運行環(huán)境，需要對中壓缸在冷態(tài)、穩(wěn)態(tài)和瞬時 （啟停機）汽缸的剛性、強度、汽密性以及汽缸在長期運行螺栓松弛之后的密封性進行計算分析。

3.1 確定邊界條件

位移邊界：根據(jù)汽缸滑銷系統(tǒng)結構，3個坐標方向上的限位見圖8。

圖8 汽缸位移限位示意圖

溫度邊界：穩(wěn)定運行時進汽室內外法蘭溫差為50℃，啟停機瞬態(tài)工況下，進汽室內外法蘭溫差取為100℃；中壓缸內壁的溫度按照各通流級的設計溫度 （見表1）進行分區(qū)和計算；外壁的換熱系數(shù)穩(wěn)態(tài)工況為2.5 W/㎡·℃，瞬態(tài)工況為7.0 W/㎡·℃。

表1 中壓通流溫度、壓力參數(shù)

力的邊界：螺栓預緊力為300 MPa；各級隔板按實際重量加載至懸掛銷槽中部；重力加速度按9 800 mm/s2給定；中壓缸內部的壓力按照各通流級的設計壓力 （見表1）；隔板對汽缸定位面的作用力按各級通流靜葉前后壓差與隔板受力面積的乘積計算；管口力按設計院管道聯(lián)算結果進行加載。

3.2 冷態(tài)計算

中壓全實缸在冷態(tài)時受到螺栓預緊力和全實缸自重，需要校核的是在合力作用下的汽缸位移、螺栓應力和中分面法蘭的汽密性。計算結果顯示汽缸隔板懸掛銷處天地向變形最大為0.13 mm；汽缸法蘭上的Mises應力約為65 MPa，汽缸壁上應力＜10 MPa；中分面大部分區(qū)域的接觸壓力＞10 MPa以上，中分面處于良好的接觸狀態(tài)。見圖9～圖11。

圖9 冷態(tài)工況隔板懸掛銷天地向位移示意圖

圖10 冷態(tài)工況汽缸Mises應力云圖

圖11 冷態(tài)時中壓缸中分面的接觸壓力

3.3 穩(wěn)態(tài)計算

穩(wěn)態(tài)運行時進汽室內外法蘭溫差按50℃，進汽室內外壁溫差按20℃。計算結果表明：進汽段法蘭上平均Mises應力為97.1 MPa，缸壁上平均Mises應力為66.6 MPa，缸壁上薄膜應力+彎曲應力最大值為92.8 MPa，三者均小于材料對應工作溫度下的持久強度。中分面螺栓最大Mises應力最大320 MPa，小于螺栓材料對應工作溫度下的屈服強度。汽缸后軸封區(qū)域接觸壓力較小，最大張口量為0.03 mm，其余大部分區(qū)域接觸壓力大于10 MPa，密封性良好。而張口區(qū)域位于同一腔室，對汽缸運行沒有影響。見圖12～圖14。

圖12 穩(wěn)態(tài)工況缸體Mises應力云圖

圖13 穩(wěn)態(tài)工況中分面螺栓的Mises應力云圖

圖14 穩(wěn)態(tài)工況下汽缸中分面接觸壓力

3.4 瞬態(tài)計算

瞬態(tài)工況是指機組在啟停機過程中環(huán)境條件最為惡劣的時刻，此時的溫度場邊界比較復雜，無法準確定義。在計算時近似地按照額定工況時的壓力和溫度參數(shù)加載到汽缸內壁，然后將內外壁溫差設為穩(wěn)態(tài)時的2倍，汽缸外壁的換熱系數(shù)設為穩(wěn)態(tài)時的2.8倍。計算結果顯示：瞬態(tài)工況下，進汽段法蘭的Mises應力最大為213.9 MPa，汽缸壁截面的Mises應力為149.6 MPa，均小于對應溫度下的屈服強度；螺栓最大Mises應力小于360 MPa，小于螺栓材料對應工作溫度下的屈服強度。汽缸后軸封處張口量為0.003 mm，其余區(qū)域接觸壓力大于10 MPa，密封性良好。見圖15、圖16。

圖15 瞬態(tài)工況中分面螺栓的Mises應力云圖

圖16 瞬態(tài)工況下汽缸中分面接觸壓力

3.5 長期運行時的計算

對于汽缸中分面螺栓而言，機組長期運行后，螺栓將發(fā)生高溫蠕變，螺栓緊力會減小，中分面接觸壓力也將減小。以一個大修期為例進行計算，高溫螺栓蠕變產生松弛，汽缸后軸封段張口量為0.018 mm，1～4級隔板區(qū)域張口量為0.022～0.091 mm，其余大部分區(qū)域接觸壓力大于10 MPa，密封性良好。為了保證大修后汽缸緊力，適當增加螺栓緊力后即可消除局部張口。見圖17、圖18。

圖17 松弛后汽缸中分面的接觸壓力

圖18 松弛后汽缸中分面的張口量

3.6 水壓試驗

在汽輪機汽缸生產制造的過程中，為了確保產品能安全運行，通常需要使用水壓試驗的方法對汽缸進行檢測。一般情況下，水壓試驗在常溫下進行，但水壓試驗的壓力要求高于產品額定運行的壓力，通常是最大運行壓力的1.5倍。因此，單層缸設計時，有必要對汽缸水壓試驗時的中分面密封性和螺栓受力進行安全性校核。

單層缸水壓試驗時，考慮到水壓試驗工裝強度和結構限制，汽缸內部按其壓力分布劃分為3個區(qū)域 （見圖19），各腔室試驗壓力按其最高運行壓力的1.5倍進行，結果顯示汽缸中分面壓力分布均勻，平均Mises應力大于20 MPa，汽缸內壁局部內張口最大28 μm，位于中壓側排汽腔室內部，不會造成中分面漏水，符合安全性要求。見圖20。

圖19 水壓試驗壓力腔室分布圖

圖20 整個中分面壓力分布

4 結論

汽缸在機組運行時，受力情況和溫度場都比較復雜，汽缸設計的邊界條件很難完全符合運行時各個狀態(tài)，汽缸設計時按照汽缸運行最惡劣的工況并考慮一定的安全系數(shù)進行設計。因此，機組的運行過程數(shù)據(jù)會與設計值存在一定偏差。

一般來說，單層缸用于100 MW以下的低參數(shù)機組，而用于350 MW超臨界機組的中壓單層缸，此為國內首例，運行之后還需長期的跟蹤、總結和優(yōu)化，這樣才能保證機組長期安全、穩(wěn)定、高效地運行。

Design Points of DTC 350 MW Supercritical Single-shell Intermediate Pressure Cylinder

Gao Zhanyu， Liu Xionɡ， Yanɡ Xiaoyan

（Dongfang Turbine Co.,Ltd.,Deyang Sichuan,618000）

In order to further reduce the manufacturing cost and improve the efficiency of the unit,the supercritical intermediate pressure single-shell cylinder module was developed with DTC 350 MW unit.In this paper,the design points of the supercritical single-shell intermediate pressure cylinder were briefly analyzed,the structure,strength design and the necessary process of the single-shell cylinder were emphatically described.

350 MW,single-shell cylinder,supercritical

TK26

A

1674-9987（2017）04-0005-07

10.13808/j.cnki.issn1674-9987.2017.04.002

高展羽 （1982-），男，工程師，畢業(yè)于合肥工業(yè)大學機械設計制造及自動化專業(yè)，現(xiàn)從事汽輪機研發(fā)工作。