黃智敏，王穎，魏紅陽，張偉忠

（哈爾濱汽輪機(jī)有限責(zé)任公司，哈爾濱150040）

0 引言

在我國電力行業(yè)系統(tǒng)中，許多大功率機(jī)組已運行了較長的時間，熱耗、汽缸效率等指標(biāo)與設(shè)計值存在偏差。面對各種新能源新動力裝置的挑戰(zhàn)，傳統(tǒng)的汽輪機(jī)技術(shù)正在不斷地向前發(fā)展。新一代汽輪機(jī)設(shè)備應(yīng)具備可靠、大型高效、低投資等性能。產(chǎn)品的更新改進(jìn)研發(fā)變得越來越重要。

低壓內(nèi)缸是汽輪機(jī)組的重要部件之一，低壓內(nèi)缸設(shè)計的好壞與否，會直接影響到汽輪機(jī)組的安全穩(wěn)定運行，并對汽輪機(jī)組的效率有著非常重要的影響。一般大功率的汽輪機(jī)組低壓內(nèi)缸是鋼板件焊接結(jié)構(gòu)。焊接過程中會使低壓內(nèi)缸產(chǎn)生變形而導(dǎo)致中分面漏汽，而且鋼板件焊接在一起，剛度較差。低壓進(jìn)汽處蒸汽流動是從上直接往下，蒸汽的漩渦大、損失較大；出口不均勻，不利于下游通流的問題。文獻(xiàn)[1]～文獻(xiàn)[3]對焊接式低壓內(nèi)缸采用有限元法對強(qiáng)度密封性能進(jìn)行了全面系統(tǒng)的分析研究。本文在前人工作經(jīng)驗的基礎(chǔ)上，以某臺超臨界600 MW汽輪機(jī)組低壓內(nèi)缸為分析對象。此內(nèi)缸采用整體鑄造360°蝸殼進(jìn)汽結(jié)構(gòu)，將能較好地降低各部套接觸面的內(nèi)部漏汽損失，提高機(jī)組的通流運行效率；同時采用自密封型缸體構(gòu)造技術(shù)，保證低壓內(nèi)缸具有良好的剛性和密封性。

1 有限元網(wǎng)格及材料

360°蝸殼進(jìn)汽低壓內(nèi)缸采用整缸進(jìn)行分析，用自由網(wǎng)格劃分技術(shù)。在網(wǎng)格劃分過程中，對幾處強(qiáng)度校核的關(guān)鍵位置進(jìn)行了網(wǎng)格細(xì)化處理，保證倒角短邊方向種子數(shù)不小于6。網(wǎng)格劃分在軟件中使用四面體單元C3D10M。螺栓用C3D20和DC3D20六面體單元。

本文低壓內(nèi)缸整體鑄造而成，材料選用球墨鑄鐵QT400，其鑄造性能良好，在鑄造條件、化學(xué)成分、澆注溫度大致相同的條件下，球墨鑄鐵的流動性比高牌號的灰鑄鐵高。螺栓材料35CrMoA，是一種常用的低壓內(nèi)缸螺栓材料。

2 換熱系數(shù)

在汽輪機(jī)許多傳熱方式中，最重要是強(qiáng)制對流的作用。自然對流主要存在于停機(jī)冷卻過程中，本文不做研究。只有在缺少對流的情況下，才可以考察輻射的影響，所以輻射也可以忽略不計。根據(jù)經(jīng)驗，應(yīng)該假定輻射換熱的位置是高壓進(jìn)汽管與外缸法蘭之間（空腔輻射）和進(jìn)汽管法蘭與周圍環(huán)境（環(huán)境輻射）之間。在沒有汽流流動的其他位置，可以模擬傳導(dǎo)性熱交換輻射，但其影響很小。如隔熱板包括的區(qū)域在理想情況下是沒有對流換熱的，但根據(jù)經(jīng)驗和一些測量，仍然存在泄漏汽流產(chǎn)生熱交換。綜上所述，本文僅計算強(qiáng)制對流傳熱系數(shù)下低壓內(nèi)缸的溫度場。主要腔室的換熱系數(shù)如表1所示，結(jié)合圖1可得進(jìn)汽腔室換熱系數(shù)較大，從腔室一到腔室三換熱系數(shù)依次減小。

圖1 低壓內(nèi)缸腔室分布

表1 主要腔室的換熱系數(shù)W/（m2·K）

3 邊界條件和載荷

3.1 位移邊界條件

垂直方向支撐，低壓內(nèi)缸通過水平中分面下側(cè)的搭子落在外缸上，并采用螺栓連接。軸向定位，低壓內(nèi)缸水平中分面下側(cè)的搭子中凹槽與外缸之間軸向固定。圓周方向定位，低壓內(nèi)缸下半垂直中分面凹槽與外缸之間圓周固定。

3.2 低壓內(nèi)缸承受的其它載荷

1）隔板套或各級靜葉重力。重力載荷在整個組件上添加重力加速度。對于未在組件中建模的靜葉隔板套，轉(zhuǎn)化為表面壓力施加在相應(yīng)的表面上。

2）汽流軸向推力和各級轉(zhuǎn)矩。管道接口力和轉(zhuǎn)矩，使用參考點和管道入口法蘭區(qū)域耦合約束來添加轉(zhuǎn)矩。轉(zhuǎn)矩（3個分量）在參考點處加載。

3）抽汽管載荷，假定為向下作用壓力。

4）本次計算中單獨分析了作用于2～4級的蒸汽彎曲力。根據(jù)經(jīng)驗，此載荷對強(qiáng)度（應(yīng)力/應(yīng)變）和變形（軸向和徑向位移）的影響都很小。為了體現(xiàn)蒸汽彎曲力轉(zhuǎn)矩的影響，分析了沒有任何其他載荷的模型。證實了由該載荷引起的變形可忽略不計。篇幅所限，計算結(jié)果圖不再列出。

4 結(jié)果分析

4.1 強(qiáng)度分析

由溫度引起的應(yīng)變（包括預(yù)緊力和重力）和全部載荷作用下對比，證實了大部分應(yīng)變來自熱變形，壓力不是應(yīng)變的主要原因。

由圖2可見，最大塑性變形位置在抽汽管區(qū)域，最大約為2.3%；法蘭、蝸殼內(nèi)撐板根部、加強(qiáng)筋和整個壁厚范圍內(nèi)的平均應(yīng)變均小于火力發(fā)電手冊塑性變形校核標(biāo)準(zhǔn)。

4.2 水平中分面密封性分析

1）水平中分面接觸應(yīng)力。由圖3從水平中分面接觸應(yīng)力可以看出：軸向分腔接觸應(yīng)力為0 MPa，部分存在漏汽；低壓內(nèi)缸從內(nèi)到外的接觸應(yīng)力都大于0 MPa，內(nèi)外側(cè)的密封性良好。

2）水平中分面接觸間隙。水平中分面間隙值如圖4所示，超出0.02 mm的區(qū)域減小。對于間隙較大區(qū)域，工程上低壓內(nèi)缸普遍采用的密封鍵密封，壓縮量在0.96 mm[1]左右，大大減少了水平中分面的間隙，從而起到密封的作用。

圖2 低壓內(nèi)缸PEEQ應(yīng)變云圖

圖3 水平中分面接觸應(yīng)力云圖

圖4 水平中分面接觸間隙云圖

4.3 軸向位移分析

低壓內(nèi)缸的剛度（變形）是分析計算時考慮的重要方面。剛度越低，其運行時的變形越大，會直接造成中分面漏汽、通流軸向間隙和徑向間隙不均、產(chǎn)生部分動靜碰磨或降低機(jī)組效率等問題。下面列出了進(jìn)汽蝸殼剖面的軸向位移，如圖5和表2所示，可在設(shè)計通流軸向間隙時作為參考。

圖5 進(jìn)汽蝸殼剖面軸向位移（電端）

表2 進(jìn)汽蝸殼剖面軸向位移值 mm

4.4 極限壓力分析

該分析是為了確定導(dǎo)致結(jié)構(gòu)破裂的最大壓力。此分析中，內(nèi)缸使用了沒有硬化的彈性、完全塑性材料，螺栓也是完全彈性的，在穩(wěn)態(tài)運行的溫度下進(jìn)行。在計算過程中，所有位置的壓力都會增加，以確定低壓內(nèi)缸可以承受的最大壓力。

當(dāng)前分析中達(dá)到的極限壓力負(fù)荷系數(shù)為9.306。加載所需的各級負(fù)荷（靜葉的軸向力）后極限載荷系數(shù)將下降，但是仍然是很高的值。9.306的值表示在缸壁破裂之前，缸體所能夠承受最大（9.306×0.443）= 4.13 MPa的壓力。

5 結(jié)語

由結(jié)果可見所有位置應(yīng)變值滿足考核要求。在壓力的作用下，較高的極限壓力負(fù)荷系數(shù)為突發(fā)情況留下了很大的余量。低壓內(nèi)缸在水平中分面上顯示出明顯的接觸間隙，這在低壓內(nèi)缸設(shè)計中非常常見。圖4中最大間隙為1.31 mm，可能從進(jìn)汽口漏到第一腔室和從第一腔室漏到第二腔室。而重要的是從低壓內(nèi)缸內(nèi)側(cè)向外側(cè)無泄漏。為了提高低壓內(nèi)缸軸向的密封性能，在水平中分面上安裝密封鍵。

本文計算分析了臨界600 MW機(jī)組360°蝸殼進(jìn)汽低壓內(nèi)缸的強(qiáng)度、密封性能、變形及位移、汽缸承受的極限壓力。證明了該低壓內(nèi)缸具有良好的剛度、強(qiáng)度和密封性，能滿足機(jī)組的安全穩(wěn)定運行。