蔣能東， 馬少林， 李軍

(1. 東方汽輪機(jī)有限公司， 四川 德陽， 618000； 2.西安交通大學(xué)能源與動(dòng)力工程學(xué)院， 陜西 西安， 710049)

聯(lián)合循環(huán)機(jī)組汽輪機(jī)高中壓外缸的熱應(yīng)力分析

蔣能東1， 馬少林1， 李軍2

(1. 東方汽輪機(jī)有限公司， 四川 德陽， 618000； 2.西安交通大學(xué)能源與動(dòng)力工程學(xué)院， 陜西 西安， 710049)

文章采用商用有限元結(jié)構(gòu)分析軟件 ANSYS 對(duì)一典型聯(lián)合循環(huán)機(jī)組的高中壓外缸的熱應(yīng)力進(jìn)行 三維數(shù)值分析研究。根據(jù)給定的溫度邊界條件，對(duì)汽缸在無、有隔熱罩兩種結(jié)構(gòu)下進(jìn)行熱應(yīng)力和相應(yīng)的熱變形計(jì)算。計(jì)算結(jié)果表明在無隔熱罩的情況下，汽缸的應(yīng)力已超出了材料的允許強(qiáng)度。汽缸的再熱蒸汽溫度提高后采用隔熱罩以及蒸汽冷卻，有效地降低了汽缸內(nèi)壁的溫度，確保了汽輪機(jī)運(yùn)行的安全。

有限元法，汽輪機(jī)，高中壓缸，溫度場(chǎng)，熱應(yīng)力，彈性接觸，數(shù)值分析

1 前言

在蒸汽輪機(jī)向大功率、高參數(shù)發(fā)展的同時(shí)，燃?xì)?蒸汽聯(lián)合循環(huán)技術(shù)日益成熟。 文獻(xiàn)[1]告訴我們， 聯(lián)合循環(huán)是將燃?xì)?“布林登” 循環(huán)與蒸汽“朗肯” 循環(huán)串在一起， 達(dá)到提高平均吸熱溫度，降低平均放熱溫度，從而大幅度提高循環(huán)的效率。聯(lián)合循環(huán)以其高效率、優(yōu)秀的環(huán)保性能及靈活的負(fù)載適應(yīng)性等優(yōu)勢(shì)占據(jù)了近年來世界新增發(fā)電裝機(jī)容量的較大份額。聯(lián)合循環(huán)中蒸汽輪機(jī)與常規(guī)蒸汽輪機(jī)一樣，參數(shù)也在向高溫高壓方向發(fā)展，同時(shí)為了適應(yīng)燃?xì)廨啓C(jī)快速啟動(dòng)的特點(diǎn)，對(duì)它的安全性提出了更高的要求。特別是燃機(jī)、汽機(jī)、發(fā)電機(jī)組成單軸的聯(lián)合循環(huán)機(jī)組，要求啟動(dòng)時(shí)間更短，負(fù)荷適應(yīng)性更強(qiáng)，安全性更高。因此，研究分析聯(lián)合循環(huán)機(jī)組汽輪機(jī)由于溫度梯度而引起應(yīng)力變形等問題具有重要的意義。

聯(lián)合循環(huán)機(jī)組中壓進(jìn)汽溫度達(dá) 566 ℃， 比常規(guī)同容量的汽輪機(jī)中壓進(jìn)汽溫度 538 ℃高出 28℃，與超臨界機(jī)組的進(jìn)汽溫度相當(dāng)，同時(shí)汽缸的結(jié)構(gòu)與常規(guī)機(jī)組也有很大的區(qū)別。對(duì)該類型的汽缸所進(jìn)行的熱應(yīng)力、熱變形和氣密性計(jì)算也不多見。 本文將采用大型結(jié)構(gòu)有限元分析軟件 ANSYS，以聯(lián)合循環(huán)機(jī)組 ST 100MW 高中壓外缸的三維接觸體系為研究對(duì)象詳細(xì)分析計(jì)算: （1）有隔熱罩情況下汽缸的熱變形、 熱應(yīng)力； （2）無隔熱罩情況下汽缸的熱變形、熱應(yīng)力。

2 高中壓缸的三維有限元模型

高中壓缸的熱應(yīng)力和熱變形分析是汽缸法蘭氣密性分析的基礎(chǔ)，以下將從溫度場(chǎng)入手建立高中壓缸三維有限元模型，從而分析汽缸的強(qiáng)度。

2.1汽缸溫度場(chǎng)分析

穩(wěn)態(tài)熱傳導(dǎo)方程有限元矩陣格式如下［2］:

式中:

K―熱傳導(dǎo)矩陣；

T―溫度載荷列陣；

φ―節(jié)點(diǎn)溫度列陣， φ=［φ1φ2… φn］T。

矩陣K和T的元素表示如下:

2.2 汽缸溫度載荷分析

得到汽缸的溫度分布后,溫度場(chǎng)所產(chǎn)生的相應(yīng)的力可由式（4）、 式（5）計(jì)算獲得［2］。

其中， Pf和 PT分別是體積載荷和表面載荷引起的載荷項(xiàng)， Pε0是溫度應(yīng)變引起的載荷項(xiàng)。

ε0=a（φ-φ0）［1 1 1 0 0 0］T（7）

式中， a 是材料的線膨脹系數(shù) （1/℃）； φ 是汽缸的現(xiàn)時(shí)溫度場(chǎng)； φ0是汽缸的初始溫度場(chǎng)。 若式（4）右端僅包括溫度載荷項(xiàng)式 （6）， 就可由 a 求得熱應(yīng)力 σ； 若載荷項(xiàng)為式 （5）， 就求得包括熱應(yīng)力在內(nèi)的綜合應(yīng)力。

3 高中壓缸模塊的結(jié)構(gòu)

聯(lián)合循環(huán)汽輪機(jī)自身具有的特點(diǎn)決定了它的高中壓模塊結(jié)構(gòu)不同于常規(guī)火電機(jī)組: （1）無抽汽回?zé)嵯到y(tǒng)； （2）采用全周進(jìn)汽， 無調(diào)節(jié)級(jí)， 用滑壓參數(shù)調(diào)節(jié)功率。從結(jié)構(gòu)上看，高中壓缸體對(duì)外連接的接管少， 無噴嘴室［3］。 因此， 高中壓缸結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)明。

圖1 高中壓模塊結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)圖

圖1為某廠聯(lián)合循環(huán)機(jī)組ST 高中壓模塊結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)圖。模塊分上下兩部分，通過中分面法蘭、螺栓聯(lián)接密封。模塊由內(nèi)、外兩層缸組成，外層為合缸，內(nèi)層高壓部分有高壓內(nèi)缸，中壓部分包括隔熱罩和隔板套，進(jìn)汽結(jié)構(gòu)為單側(cè)進(jìn)汽。

它的高中壓模塊對(duì)外連接的接管少，只有3個(gè)接管，即高壓主蒸汽入口、再熱蒸汽入口和高壓排汽口。同時(shí)，汽缸無噴嘴室。它的高壓進(jìn)汽參數(shù)壓力為 9.93 MPa， 溫度為 538 ℃； 中壓進(jìn)汽參數(shù)壓力為 3.35MPa， 溫度為 566 ℃。

冷卻蒸汽流向: 高壓排汽一部分→D →B、C→A。 具體地說， 就是高壓排汽一部分通過 21 mm寬環(huán)形槽進(jìn)入D腔室；再經(jīng)過高壓內(nèi)缸左端周向 20-Φ6 孔進(jìn)入 B、 C 腔室， B、 C 腔室通過隔熱罩上環(huán)形密封圈上沿著輻射線方向 8-12.6mm× 3mm 槽連通； B、 C 腔室內(nèi)的冷卻蒸汽通過隔熱罩上 20-Φ10 匯入 A 腔室。

高中壓外缸的外形尺寸、重量分別為:上半: 4 511 mm×2 980 mm×1 632 mm， 19 088 kg； 下半:5 400mm×2 980mm×1 627mm， 21 193 kg。

4 汽缸強(qiáng)度計(jì)算

本文所計(jì)算的是某廠聯(lián)合循環(huán)機(jī)組 ST高中壓外缸的實(shí)際例子。 當(dāng)中壓進(jìn)汽溫度由 538 ℃提高到 566 ℃以后， 汽缸在沒有隔熱罩的情況下可能會(huì)因溫差過大產(chǎn)生較大變形而導(dǎo)致漏汽。本文將根據(jù)給定的溫度邊界條件，分析計(jì)算汽缸在穩(wěn)態(tài)工況下的溫度場(chǎng)、變形情況等，進(jìn)而計(jì)算汽缸的強(qiáng)度分析。

4.1 汽缸溫度場(chǎng)的計(jì)算

4.1.1 汽缸的溫度邊界條件

為了減少計(jì)算工作量，同時(shí)達(dá)到本課題研究的目的，高中壓缸的有限元計(jì)算實(shí)體模型只考慮了高中壓缸中除中壓排汽蝸殼部分的其余部分。汽缸結(jié)構(gòu)示意圖見圖 2。 汽缸中分面螺栓共 40 個(gè)，汽缸共有 5 個(gè)腔室， 其蒸汽溫度分別為 T1、 T2、T3、 T4和 T5。 計(jì)算時(shí)溫度 邊界選取的原則為: 汽缸內(nèi)壁按蒸汽溫度，外壁溫度比內(nèi)壁溫度低5℃，法蘭外壁比內(nèi)壁低 15℃。 根據(jù)溫度邊界的選取原則可得汽缸在無隔熱罩和有隔熱罩時(shí)腔室的內(nèi)壁溫度，當(dāng)有隔熱罩時(shí)中壓進(jìn)汽部位內(nèi)壁溫度將顯著降低， 比無隔熱罩時(shí)要降低 50℃。 計(jì)算過程中考慮了材料物理性能隨溫度的變化。

圖2 汽缸溫度邊界條件示意圖

4.1.2 汽缸有限元網(wǎng)格

圖3給出了該汽缸的有限元網(wǎng)格圖。汽缸壁和中分面法蘭采用三維四面體單元，螺栓及螺母采用三維六面體單元，汽缸分上、下半中分面接觸，螺母與法蘭面接觸。

圖3 汽缸有限元網(wǎng)格圖

4.1.3 汽缸溫度場(chǎng)有限元計(jì)算結(jié)果

圖4是穩(wěn)態(tài)工況下汽缸三維溫度場(chǎng)分布，從圖上可以看出，汽缸最大溫度為再熱蒸汽進(jìn)汽口處。同時(shí)，由于汽缸各腔室蒸汽溫度不同，在汽缸上形成軸向溫度梯度。在徑向方向，也由于內(nèi)外壁之間的溫差而形成徑向 （內(nèi)外壁）溫度梯度。

圖4 汽缸溫度場(chǎng)分布

4.2 汽缸強(qiáng)度計(jì)算

由于在中壓進(jìn)汽段有、無隔熱罩對(duì)汽缸的溫度有較大的影響，需要計(jì)算由此產(chǎn)生的熱應(yīng)力。計(jì)算中考慮了各腔室的內(nèi)壓、螺栓中有預(yù)緊力以及汽缸的自重。因此要計(jì)算的應(yīng)力是熱應(yīng)力與機(jī)械應(yīng)力的合應(yīng)力［4-6］。 螺栓的工作應(yīng)力按原設(shè)計(jì)數(shù)值 300MPa來計(jì)算。

4.2.1 汽缸有限元網(wǎng)格圖

汽缸有限元網(wǎng)格與計(jì)算溫度場(chǎng)的網(wǎng)格一致，如圖3所示，只是將單元轉(zhuǎn)換為三維結(jié)構(gòu)單元。汽 缸 共 有單 元 74 582 個(gè) ， 節(jié) 點(diǎn) 19 296 個(gè) 。 螺 栓共有單元 27 292 個(gè)， 節(jié)點(diǎn) 20 607 個(gè)。

4.2.2 汽缸有限元計(jì)算結(jié)果

從汽缸的有限元計(jì)算結(jié)果可以看出，由于溫度和內(nèi)壓的作用，汽缸向外側(cè)和向高壓進(jìn)汽側(cè)產(chǎn)生膨脹變形。具體數(shù)據(jù)是，無隔熱罩時(shí)汽缸的變形是: 軸向 （x）為-21.988 mm， 垂直方向 （y）為11.289 mm， 橫 向（z） 為 7.638 mm； 有 隔 熱 罩 時(shí)的變形是: 軸向（x）為-21.544 mm， 垂直方向（y）為10.812 mm， 橫 向 （z） 為 7.131 mm。 將 這 些 數(shù) 據(jù) 與汽缸無隔熱罩時(shí)變形數(shù)據(jù)比較，發(fā)現(xiàn)汽缸在有、無隔熱罩的情況下變形相差不大。

4.2.3 計(jì)算結(jié)果分析

從汽缸上選取幾個(gè)截面，按第四強(qiáng)度理論計(jì)算出各截面上的等效應(yīng)力。 圖 5（a）、 圖 6（a）為無隔熱罩時(shí)汽缸的橫向截面和縱向截面的等效應(yīng)力分布。 圖 5 （a）從左至右各腔室的截面分別為 y1、y2、 y3、 y4、 y5。 由計(jì)算可得截面 y1、 y2、 y3、 y4、 y5的等效應(yīng)力分布， 其最大等效應(yīng)力分別為 278.529 MPa， 239.868 MPa， 277.349 MPa， 232.004 MPa，223.136MPa。

從圖 5（a）可以看出最大的等效應(yīng)力為 278.529 MPa， 位于法蘭螺栓孔上下端； 汽缸壁上的應(yīng)力不大， 滿足強(qiáng)度設(shè)計(jì)要求。 從圖 6（a）可知， 在第三和第四腔室的過渡處汽缸壁上存在較大的應(yīng)力（190 MPa）。 這主要是由于這兩個(gè)腔室存在較大的軸向溫度梯度，使得在較短的軸向尺寸內(nèi)溫度變化劇烈，導(dǎo)致產(chǎn)生過大的熱應(yīng)力。由于汽缸的此段處于高溫工作狀態(tài)下，強(qiáng)度校核時(shí)應(yīng)考慮高溫持久強(qiáng)度。 從文獻(xiàn)[7]查得汽缸所用材料的持久強(qiáng)度為 172 MPa （510 ℃時(shí)）， 它不能滿足汽缸的高溫強(qiáng)度要求。因此，這就需要用隔熱罩來有效降低這兩個(gè)腔室之間的軸向溫度梯度。

圖 5（b）、 圖 6（b）為有隔熱罩時(shí)汽缸的橫向截面和縱向截面的等效應(yīng)力分布。 圖 5（b）從左至右的各腔室的截面分別為 y1、 y2、 y3、 y4、 y5。 由計(jì)算可得截面 y1、 y2、 y3、 y4、 y5的等效應(yīng)力分布， 其最 大等 效應(yīng)力 分別 為 281.661 MPa， 221.847 MPa，232.29MPa， 226.237MPa， 224.845 MPa。 比較圖5（a）和圖 5（b）可知， 有隔熱罩時(shí)對(duì)所選的幾個(gè)截面上應(yīng)力影響不大。

但從圖 6（a）和圖 6（b）可以看出， 汽缸的第三和第四腔室之間的熱應(yīng)力明顯 降低 （由 190 MPa降低到 158 MPa）， 滿足高溫強(qiáng)度要求。 這就說明了有隔熱罩的必要性。事實(shí)上在實(shí)際運(yùn)行時(shí)，有隔熱罩時(shí)中壓進(jìn)汽部分的溫度還要低，該處應(yīng)力還會(huì)明顯下降。

圖5 汽缸的橫向截面等效應(yīng)力 （第四強(qiáng)度理論）

圖6 汽缸的縱向截面等效應(yīng)力 （第四強(qiáng)度理論）

5 結(jié)論

本文采用大型結(jié)構(gòu)有限元分析軟件 ANSYS 能比較精確地分析汽輪機(jī)汽缸的強(qiáng)度問題。本文得出了如下結(jié)論:

（1）對(duì)不同溫度載荷作用一個(gè)聯(lián)合循環(huán) ST 機(jī)組 100 MW 高中壓外缸再熱蒸汽部分的應(yīng)變、 應(yīng)力詳細(xì)分析和計(jì)算的結(jié)果表明，汽缸在有、無隔熱罩的情況下，變形相差不大。

（2）汽缸在無隔熱罩和有隔熱罩的情況下， 最大的等效應(yīng)力不超過汽缸材料的允許強(qiáng)度，滿足要求；但對(duì)高溫持久強(qiáng)度，無隔熱罩的情況下最大等效應(yīng)力不能滿足強(qiáng)度要求，而有隔熱罩時(shí)滿足高溫強(qiáng)度要求。這就說明了有隔熱罩的必要性。

（3）本文采用大型結(jié)構(gòu)有限元分析軟件 ANSYS能較為準(zhǔn)確地計(jì)算汽缸的變形、應(yīng)力，從而可以定性、定量地進(jìn)行汽缸氣密性及安全性分析，是對(duì)傳統(tǒng)汽缸設(shè)計(jì)、計(jì)算的有益補(bǔ)充。

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Numerical Investigation on Thermal Stress of Steam Turbine HIP-casing for Combined Cycle Unit

Jiang Nengdong1， Ma Shaolin1， Li Jun2
(1.Dongfang Turbine Co.,Ltd.,Deyang Sichuan,618000；2.Schoolof Energy and Power Engineering,X i'an Jiaotong University,X i'an Shaanxi,710049)

In this paper,commercial finite element structure analysis software ANSYS is adopted to make a 3D numerical investigation on the thermal stress of HIP outer casing of a typical combined cycle unit.Basing on the given temperature boundary condition,thermal stress calculation and corresponding thermal deformation calculation are conducted on both casing with thermal shield and without thermal shield.The calculation result suggests that the thermal stress of the casing will go beyond the allowed intensity of casingmaterialswithout the thermal shield.In otherwords,after the reheat steam temperature goes up,the inner wall temperature of the casing will drop effectively because of the adoption of the thermal shield and steam cooling,so that the safe operation of the casing is secured.

finite elementmethod,steam turbine,HIP-casing,temperature field,thermal stress,elastic contact,numerical investigation

TK262

： A

： 1674-9987(2014)02-0018-05

蔣能東 （1968-）， 男， 高級(jí)工程師， 1991 年畢業(yè)于西安理工大學(xué)， 主要從事汽輪機(jī)制造、 設(shè)計(jì)等技術(shù)工作。