李 軍 張偉榮 李思俊

（東方電氣集團(tuán)東方汽輪機(jī)有限公司，四川德陽618000）

0 引言

工業(yè)用背壓機(jī)組是熱電聯(lián)產(chǎn)機(jī)組，它是化工及鋼鐵行業(yè)主要的節(jié)能設(shè)備。隨著經(jīng)濟(jì)不斷發(fā)展，市場(chǎng)對(duì)背壓機(jī)組的需求量越來越大，對(duì)背壓機(jī)組的進(jìn)、出汽參數(shù)的要求也越來越多樣化。大部分背壓機(jī)組的汽缸由于機(jī)床加工、鑄造工藝等原因，采用分段設(shè)計(jì)方式，即分為前汽缸和后汽缸，前、后汽缸通過垂直法蘭面連接。上述結(jié)構(gòu)型式機(jī)組，在垂直法蘭面和中分面附近均存在不同程度的漏汽現(xiàn)象，機(jī)組運(yùn)行時(shí)存在安全隱患。

本文主要針對(duì)某超高溫、高壓單缸抽背式汽輪機(jī)項(xiàng)目的汽缸法蘭面密封性進(jìn)行研究。該機(jī)組功率50 MW，進(jìn)汽參數(shù)10.5 MPa/565 ℃，背壓1.3 MPa/300 ℃，最高背壓達(dá)1.5 MPa；通流級(jí)數(shù)為1個(gè)單列調(diào)節(jié)級(jí)＋6個(gè)壓力級(jí)+抽汽后8個(gè)壓力級(jí)，額定轉(zhuǎn)速3 000 r/min，末級(jí)葉片高度103.5 mm。機(jī)組的效率高、可靠性要求高。為簡化汽缸結(jié)構(gòu)，滿足加工要求，前汽缸與后汽缸采用垂直法蘭螺栓連接。同時(shí)，為降低前、后汽缸垂直法蘭面螺栓的受力，保證垂直法蘭面的密封性能，機(jī)組整個(gè)通流級(jí)全部布置于前汽缸內(nèi)部。機(jī)組采用噴嘴調(diào)節(jié)，前汽缸需與噴嘴室、蒸汽室組焊，且前汽缸第7級(jí)后還設(shè)有一段工業(yè)抽汽。高背壓50 MW機(jī)組汽缸二維縱剖面如圖1所示，汽缸三維模型如圖2所示。

圖1 高背壓50 MW機(jī)組汽缸二維縱剖面

為了解決汽缸分缸設(shè)計(jì)造成的漏汽問題，本文從該項(xiàng)目設(shè)計(jì)出發(fā)，首先分析螺栓擰緊力矩與螺栓預(yù)緊力的關(guān)系，得出影響螺栓擰緊力矩高效轉(zhuǎn)化的因素，然后推導(dǎo)出擰緊計(jì)算系數(shù)值，為后續(xù)有限元分析提供數(shù)據(jù)支持，最后通過有限元軟件對(duì)整體汽缸法蘭密封性進(jìn)行分析校核，提出優(yōu)化和改進(jìn)類似機(jī)組的方案措施。

圖2 高背壓50 MW機(jī)組汽缸三維模型

1 螺栓擰緊力矩的確定

1.1 螺栓擰緊力矩系數(shù)

法蘭密封性需要考慮螺栓擰緊力大小。汽輪機(jī)法蘭連接一般采用罩螺母連接，然而實(shí)際計(jì)算過程只知道螺栓擰緊力矩大小，為求得螺栓加載在法蘭面的預(yù)緊力，必須先求得擰緊力矩和預(yù)緊力的關(guān)系，即擰緊力矩系數(shù)值K，通過對(duì)罩螺母實(shí)際擰緊過程的受力分析，可知實(shí)際擰緊力矩應(yīng)克服螺紋副驅(qū)動(dòng)阻力矩和螺母與支持面間的摩擦力矩[1]，如圖3所示。

圖3 罩螺母擰緊阻力矩示意圖

由上述公式可推得：

式中：T為擰緊力矩（N·mm）；Fa為預(yù)緊力（N）；φ為螺紋升角（°）；ρ′為當(dāng)量摩擦角（°）；P為螺距（mm）；d2為螺紋中徑（mm）；d為螺紋公稱直徑（mm）；f為螺紋副摩擦系數(shù)；β為牙側(cè)角（°）；μ為螺母與支撐面摩擦系數(shù)；σ為螺母支撐面應(yīng)力（MPa）；DW為螺母支撐外徑（mm）；DN為螺母支撐內(nèi)徑（mm）；K為擰緊力矩系數(shù)。

普通螺紋，其三角牙型角α為60°，可得牙側(cè)角β=α/2=30°[3]。

普通冷緊螺栓按表面無涂層、無潤滑考慮，f、μ系數(shù)可分別取0.4和0.2，按表面涂潤滑考慮，則f、μ系數(shù)可分別取0.19和0.13[4]。

汽缸中分面采用熱緊螺栓，熱緊初應(yīng)力按294 MPa選取，前、后缸垂直法蘭面螺栓采用非熱緊螺栓，按擰緊力矩確定擰緊力。本文選用優(yōu)選系列M42、M36雙頭螺柱和相應(yīng)配套罩螺母來對(duì)比計(jì)算，配套罩螺母支撐內(nèi)外徑如表1所示，將以上各參數(shù)取值代入擰緊系數(shù)計(jì)算公式，可求得兩種螺栓不同潤滑情況下的擰緊力矩系數(shù)，如表1、表2所示。

表1 擰緊力矩系數(shù)（不帶潤滑）

表2 擰緊力矩系數(shù)（帶潤滑）

由表1、表2計(jì)算數(shù)據(jù)可看出，螺柱無潤滑時(shí)擰緊系數(shù)K≈0.48，帶潤滑時(shí)K≈0.28，顯然螺柱帶潤滑時(shí)可以顯著地提升螺栓預(yù)緊力，力矩到擰緊力的轉(zhuǎn)化效率比不潤滑高達(dá)1倍。從上述表格數(shù)據(jù)對(duì)比計(jì)算還可以看出，螺紋粗牙、細(xì)牙和大小對(duì)擰緊系數(shù)影響不大，相同擰緊力矩時(shí)，螺栓越小越可以提升螺栓預(yù)緊力，但由于螺栓受力不應(yīng)超過許用應(yīng)力，這就決定了螺栓規(guī)格不一樣，許用的擰緊力矩就不一樣。前、后汽缸垂直法蘭螺栓連接一般的防松方式均為點(diǎn)焊，為達(dá)到擰緊力矩最大轉(zhuǎn)化效果，不僅應(yīng)對(duì)螺柱和螺母處法蘭刮面進(jìn)行潤滑處理，對(duì)法蘭刮面加工粗糙度也應(yīng)適當(dāng)提高。

1.2 螺栓預(yù)緊力

為求得螺栓預(yù)緊力，需先確定擰緊力矩，合適的擰緊力矩對(duì)螺栓和法蘭密封都是有益的，擰緊力過大將導(dǎo)致螺栓拉斷，過小又將不利于法蘭密封。根據(jù)有關(guān)資料統(tǒng)計(jì)，國內(nèi)80%密封結(jié)構(gòu)的預(yù)緊是按經(jīng)驗(yàn)操作的，能保證密封可靠率的只有22.3%[5]。為更貼近實(shí)際取值，螺栓許用應(yīng)力安全系數(shù)按1.5倍裕量考慮，此時(shí)M36螺栓擰緊力矩可達(dá)2 900 Nm，M42螺栓擰緊力矩可達(dá)3 900 Nm以上。為方便計(jì)算，本文采用1 m長省力套桿，按2個(gè)人約2 000 N出力計(jì)算，求得人工擰緊力矩2 000 Nm，該力矩在實(shí)際擰緊過程中比較容易達(dá)到；螺栓采用國標(biāo)件（GB/T 898C），材質(zhì)為25Cr2MoVA，按粗牙進(jìn)行計(jì)算，其中螺柱M42×4.5最小直徑為39 mm，螺柱M36×4最小直徑為33.4 mm。由上述參數(shù)，擰緊系數(shù)按上一節(jié)計(jì)算值取0.28，再根據(jù)K=可得預(yù)緊力Fa=T/（K·d），計(jì)算數(shù)據(jù)如表3所示。

表3 螺栓預(yù)緊力計(jì)算（帶潤滑）

通過表3可以看出，M36螺栓擰緊力矩由于許用應(yīng)力緣故不能達(dá)到3 900 Nm時(shí)，M36螺栓允許的最大擰緊力矩約為2 900 Nm，此時(shí)螺栓預(yù)緊力為287.7 kN，M42螺栓允許的最大擰緊力矩為4 600 Nm，表格數(shù)據(jù)按3 900 Nm計(jì)算；螺栓預(yù)緊力與擰緊力矩成正比，考慮螺栓許用應(yīng)力后，不同規(guī)格的螺栓的最大擰緊力矩也就確定了；從表格數(shù)據(jù)也可得知，在擰緊力矩一定時(shí)，小螺栓預(yù)緊力比大螺栓要大，但在考慮螺栓許用應(yīng)力后，在布置方式上小螺栓總數(shù)量并不能提供一個(gè)最大預(yù)緊力，況且表內(nèi)數(shù)據(jù)并未考慮法蘭熱應(yīng)力和蒸汽力對(duì)螺栓的影響，當(dāng)然在擰緊力矩能達(dá)到的情況下，提高螺栓材料等級(jí)也不失為一種提高預(yù)緊力的好辦法。顯然，擰緊力矩?zé)o論是2 900 Nm還是3 900 Nm，靠人力是不可能順利達(dá)到要求的，此時(shí)必須通過加長杠桿比或利用其他扳手工具來達(dá)到擰緊力矩要求，所以在簡單計(jì)算螺栓應(yīng)力的同時(shí)，必須考慮在不采用其他扳手工具下，工人通過人力能否達(dá)到相應(yīng)要求的螺栓擰緊力矩。

2 汽缸密封性計(jì)算

2.1 模型網(wǎng)格劃分

本文計(jì)算主要在ANSYS Workbench14.5的環(huán)境下進(jìn)行，由于整個(gè)結(jié)構(gòu)較為復(fù)雜，網(wǎng)格的劃分采用自動(dòng)劃分，并以四面體為主。計(jì)算時(shí)考慮到網(wǎng)格密度的影響，劃分了不同密度網(wǎng)格進(jìn)行計(jì)算。最終根據(jù)計(jì)算精度和計(jì)算速度兩方面綜合考慮網(wǎng)格密度，并在應(yīng)力集中區(qū)域加密網(wǎng)格。按照上述原則劃分完成的網(wǎng)格共有140萬個(gè)單元，233萬個(gè)節(jié)點(diǎn)，其有限元模型如圖4所示。

2.2 加載螺栓初應(yīng)力

熱態(tài)強(qiáng)度計(jì)算時(shí)，前汽缸水平法蘭螺栓初緊預(yù)緊力通過螺栓最小截面積乘以螺栓初緊應(yīng)力（2萬h后的保證值）得到，后汽缸工作溫度未超過350 ℃，不考慮螺栓應(yīng)力松弛[6]，預(yù)緊力可根據(jù)1.1中的公式計(jì)算，各螺栓初緊預(yù)緊力如表4和表5所示。

2.3 密封性計(jì)算結(jié)果

下面云圖（圖5、圖6）為汽密性校核結(jié)果。

說明：

圖4 汽缸三維有限元模型

表4 前汽缸螺栓初緊預(yù)緊力

表5 后汽缸垂直法蘭螺栓、水平法蘭螺栓預(yù)緊力

STAT=Far：未合的遠(yuǎn)區(qū)接觸，沒有接觸上。

STAT=Near：未合的近區(qū)接觸，沒有接觸上。

STAT=Sliding：滑動(dòng)接觸，接觸上了。

STAT=Sticking：粘合接觸，接觸上了。

在基本的庫侖摩擦模型中，兩個(gè)接觸面在開始相互滑動(dòng)之前，在它們的界面上會(huì)產(chǎn)生一定大小的剪應(yīng)力，這種狀態(tài)稱作粘合狀態(tài)（Sticking）。庫侖摩擦模型定義了一個(gè)等效剪應(yīng)力。一旦剪應(yīng)力超過此值后，兩個(gè)表面之間將開始相互滑動(dòng)，這種狀態(tài)稱作滑動(dòng)狀態(tài)（Sliding）。

2.3.1 螺栓初緊時(shí)汽缸水平中分面接觸計(jì)算結(jié)果

汽缸螺栓初緊時(shí)水平中分面處接觸狀態(tài)分布如圖5所示。

圖5 汽缸螺栓初緊時(shí)水平中分面處接觸狀態(tài)分布

從圖5可以看出，除后汽缸中分面外承壓面部分區(qū)域處于滑動(dòng)接觸外，汽缸整體水平法蘭內(nèi)外承壓面均處于粘合接觸狀態(tài)，以上接觸均定義為“接觸上了”?？梢娖字蟹置婷芊庑詢?yōu)良，螺栓大小選取合適，設(shè)計(jì)時(shí)僅需對(duì)垂直法蘭面處中分面螺栓進(jìn)行加大處理，該處漏點(diǎn)與大部分投運(yùn)機(jī)組一致。

2.3.2 螺栓初緊時(shí)汽缸垂直法蘭面汽密性計(jì)算結(jié)果

汽缸垂直法蘭接觸狀態(tài)（擰緊力矩3 900 Nm）如圖6所示。

由圖6可見，垂直法蘭面附近靠近水平法蘭附近僅部分小區(qū)域，有通過螺栓孔發(fā)生漏汽的可能，存在漏汽風(fēng)險(xiǎn)，安裝時(shí)需嚴(yán)格保證螺栓擰緊力矩，以防范上述風(fēng)險(xiǎn)的發(fā)生。實(shí)際上因能保證的人工擰緊力矩在2 000 Nm以下，故垂直法蘭處螺栓擰緊力矩如不加控制，就更加容易發(fā)生泄漏。圖7為該力矩下汽缸垂直法蘭密封接觸狀態(tài)對(duì)比圖。

圖6 汽缸垂直法蘭接觸狀態(tài)（擰緊力矩3 900 Nm）

圖7 汽缸垂直法蘭接觸狀態(tài)（擰緊力矩2 000 Nm）

由圖6、圖7可以看出，因垂直法蘭螺栓擰緊力矩減小，垂直法蘭面中分面附近，垂直法蘭面底部未接觸區(qū)域顯著擴(kuò)大，由1.2內(nèi)容可知，在憑工人個(gè)人經(jīng)驗(yàn)擰緊螺栓時(shí)，并不能明確判斷螺栓實(shí)際擰緊力矩，而且擰緊過程中是否潤滑都會(huì)影響擰緊力矩向擰緊力的轉(zhuǎn)化效率?？紤]到垂直法蘭面寬為115 mm，為提高密封應(yīng)力水平，在圖8所示的垂直法蘭接觸面上開R700～750 mm減應(yīng)力槽，以擰緊力矩2 000 Nm下重新計(jì)算垂直法蘭密封性能，如圖8、圖9所示。

圖8 汽缸垂直法蘭接觸狀態(tài)（擰緊力矩2 000 Nm，帶減應(yīng)力槽）

由圖8、圖9可以看出，垂直法蘭面中分面附近已經(jīng)完全接觸上，壓應(yīng)力也滿足要求，僅垂直方向存在少量未接觸區(qū)外，其余部分均滿足密封性要求。由此可見，法蘭密封除了保證擰緊力矩和擰緊力大小外，對(duì)法蘭接觸面采取減應(yīng)力槽處理，減小密封面積，增大單位密封面應(yīng)力也可以顯著提高汽缸密封性能。

圖9 汽缸垂直法蘭面應(yīng)力分布（擰緊力矩2 000 Nm，帶減應(yīng)力槽）

綜上計(jì)算結(jié)果可知，在假定擰緊系數(shù)一定的情況下，影響密封性的主要有法蘭接觸面積和擰緊力矩大小。所以結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)上在保證法蘭強(qiáng)度情況下，從減小密封面積，做好螺栓潤滑，控制螺栓擰緊力矩上著手，保證法蘭的密封性。對(duì)于類似機(jī)組，因漏汽均為局部漏汽，除了增加螺栓數(shù)量，開減應(yīng)力槽外，還可以從內(nèi)外開坡口進(jìn)行密封焊來保證密封性能。

3 結(jié)語

本文主要針對(duì)汽缸法蘭面密封性進(jìn)行研究，分析螺栓擰緊力矩向螺栓預(yù)緊力的轉(zhuǎn)化關(guān)系，利用ANSYS Workbench有限元軟件進(jìn)行三維有限元分析，得出如下主要結(jié)論：

（1）推導(dǎo)出擰緊系數(shù)準(zhǔn)確值，螺柱無潤滑時(shí)擰緊系數(shù)K≈0.48，帶潤滑時(shí)K≈0.28，螺柱帶潤滑時(shí)可以顯著提升螺栓預(yù)緊力，力矩向擰緊力的轉(zhuǎn)化效率比不潤滑高達(dá)1倍；螺紋粗牙、細(xì)牙和大小對(duì)擰緊系數(shù)影響不大。

（2）根據(jù)計(jì)算結(jié)果，針對(duì)分缸機(jī)組，垂直法蘭面處的水平法蘭需進(jìn)行螺栓加大處理，以消除接觸面不均勻?qū)е碌男孤╋L(fēng)險(xiǎn)。

（3）在假定擰緊系數(shù)一定、不考慮法蘭變形的情況下，影響汽缸密封性的主要因素有法蘭接觸面積和擰緊力矩大小。所以結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)上在保證法蘭強(qiáng)度的情況下，從減小密封面積、做好螺栓潤滑、控制螺栓擰緊力矩方面著手，可以保證法蘭的密封性。