陳鐵寧，黃建強(qiáng)，尹華劼，尹剛，劉全，師春燕，楚濤

（東方汽輪機(jī)有限公司，四川德陽(yáng) 618000）

0 引言

為改善周邊環(huán)境，減少污染，提高能源利用效率，實(shí)現(xiàn)業(yè)主效益最大化，東汽自主研發(fā)了高參數(shù)超超臨界再熱發(fā)電機(jī)組。該機(jī)組蒸汽參數(shù)為26.75 MPa/600 ℃/600 ℃，總體技術(shù)特點(diǎn)為單軸、一次中間再熱、兩缸單排汽（下排汽）、凝汽式汽輪機(jī)。

隨著汽輪機(jī)參數(shù)的逐步升高，特別是再熱機(jī)組，由于工作蒸汽壓力、溫度較高，大都采用內(nèi)外缸雙層結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)，汽缸法蘭通過(guò)把緊螺栓將不同溫度、壓力的蒸汽及外界空氣隔絕開(kāi)來(lái)。汽缸進(jìn)汽位置法蘭的溫度最高，沿蒸汽流動(dòng)方向逐步降低，法蘭上的緊固螺栓在機(jī)組長(zhǎng)期運(yùn)行過(guò)程中往往要經(jīng)受高溫和其他應(yīng)力的交互作用，螺柱上由初始的彈性應(yīng)變逐步轉(zhuǎn)變?yōu)槿渥儺a(chǎn)生的塑形應(yīng)變?cè)黾?，進(jìn)而導(dǎo)致螺栓發(fā)生松弛，造成螺栓內(nèi)緊力逐漸降低。螺栓蠕變松弛后可能會(huì)發(fā)生漏汽事故，嚴(yán)重時(shí)直接影響機(jī)組的安全、經(jīng)濟(jì)運(yùn)行，因此研究高溫螺栓蠕變松弛行為對(duì)汽缸氣密性的影響是十分必要的。

1 蠕變、松弛理論

材料在一定溫度、一定應(yīng)力作用下，其塑性變形隨時(shí)間增加的現(xiàn)象稱(chēng)之為蠕變效應(yīng)。蠕變現(xiàn)象在低溫下也會(huì)發(fā)生，但只有當(dāng)達(dá)到一定的工作溫度時(shí)才會(huì)發(fā)生明顯的蠕變變形。經(jīng)研究表明金屬材料的蠕變溫度約為其融化溫度的30%，通常碳素鋼材料蠕變溫度約為300～350 ℃，合金鋼材料蠕變溫度約為400～450 ℃[1]。

典型材料蠕的變應(yīng)變與時(shí)間變化關(guān)系曲線如圖1所示，往往分為3個(gè)階段[2]：第一階段，也稱(chēng)過(guò)渡蠕變或不穩(wěn)定蠕變階段，蠕變速率不斷減小，材料發(fā)生硬化，這一階段發(fā)生的時(shí)間較短；第二階段，又稱(chēng)穩(wěn)定蠕變階段，蠕變速率基本恒定且達(dá)到最小值，通常這個(gè)階段持續(xù)時(shí)間較長(zhǎng)；第三階段，即加速蠕變破壞階段，蠕變速率迅速變大，蠕變應(yīng)變急劇增加，直至材料發(fā)生失效破壞。溫度、應(yīng)力、時(shí)間等因素對(duì)材料的蠕變性能都有一定的影響，如圖2所示。國(guó)內(nèi)外學(xué)者對(duì)蠕變本構(gòu)模型進(jìn)行了大量的理論及試驗(yàn)研究，形成了幾種典型的理論，如恒速理論、陳化理論、時(shí)間硬化理論、應(yīng)變硬化理論等。其中描述蠕變速率與時(shí)間、應(yīng)力關(guān)系最為簡(jiǎn)單的模型為Norton模型，該模型包含了第一、第二蠕變階段，具體表達(dá)式為

圖1 典型蠕變曲線

圖2 蠕變應(yīng)變與溫度或應(yīng)力關(guān)系變化曲線

式中：ε˙、σ、t為材料蠕變應(yīng)變、應(yīng)力和時(shí)間；A、n、m為與溫度相關(guān)的材料常量。

式（1）忽略時(shí)間項(xiàng)后為恒速蠕變模型，該模型由于參量少，且可由單軸蠕變?cè)囼?yàn)數(shù)據(jù)推導(dǎo)獲得，因此公式（2）在工程應(yīng)用中被廣泛使用。

基于Norton方程的應(yīng)力松弛的應(yīng)變速率滿足恒速蠕變應(yīng)變速率-應(yīng)力關(guān)系，即Norton的指數(shù)律關(guān)系，彈性應(yīng)變滿足Hook定律[3]。Hook-Norton模型在高溫緊固件設(shè)計(jì)方面有廣泛應(yīng)用。將Norton方程代入基于全應(yīng)變及Hook定律的應(yīng)力應(yīng)變關(guān)系式中，可得：

式中：K、n為常數(shù)；E為彈性模型；t為時(shí)間；σin為初始緊力；σ為剩余緊力。

當(dāng)t增大至某一值時(shí)，式（3）可演化為

式（4）從理論上表明，在蠕變松弛過(guò)程中，不同初始緊力下的高溫緊固件長(zhǎng)時(shí)間運(yùn)行后剩余應(yīng)力與初始應(yīng)力無(wú)關(guān)。

2 汽輪機(jī)通流位置換熱系數(shù)

汽輪機(jī)內(nèi)缸溫度場(chǎng)分布較為復(fù)雜，同時(shí)受到內(nèi)部通流蒸汽、夾層蒸汽及隔熱罩等的影響，而溫度是影響蠕變計(jì)算的重要因素之一，因此獲得高溫部件上的精確的溫度場(chǎng)分布是進(jìn)行蠕變計(jì)算的首要前提。

國(guó)內(nèi)外對(duì)蒸汽輪機(jī)關(guān)鍵位置的換熱系數(shù)作了大量的實(shí)驗(yàn)研究和理論分析。換熱系數(shù)的計(jì)算公式主要建立在傳熱學(xué)的試驗(yàn)結(jié)果基礎(chǔ)上，關(guān)鍵位置的換熱系數(shù)主要包括[1,4]：

1）夾層位置（對(duì)內(nèi)缸）。

2）內(nèi)缸進(jìn)汽表面位置。

式中：α為換熱系數(shù)；λ為蒸汽導(dǎo)熱系數(shù)；v、u為流速；ν為運(yùn)動(dòng)黏度；μ為動(dòng)力黏度；c為定壓比熱；δ、L為公稱(chēng)長(zhǎng)度。

3 中壓內(nèi)缸有限元模型

東汽某超超臨界二次再熱發(fā)電汽輪機(jī)組為全新設(shè)計(jì)，中壓進(jìn)汽參數(shù)約為6 MPa/600 ℃，內(nèi)缸設(shè)計(jì)為水平法蘭結(jié)構(gòu)，采用水平對(duì)沖進(jìn)汽。在保證計(jì)算經(jīng)濟(jì)性及不影響計(jì)算結(jié)果的前提下，對(duì)中壓內(nèi)缸的局部結(jié)構(gòu)特征進(jìn)行模型簡(jiǎn)化，采用大型數(shù)值仿真軟件ABAQUS完成前處理的網(wǎng)格劃分，邊界條件設(shè)定等，采用ABAQUS/Standard求解器。具體網(wǎng)格模型見(jiàn)圖3，缸體采用二階四面體單元，螺栓采用二階六面體單元，共計(jì)374萬(wàn)節(jié)點(diǎn)。

圖3 中壓內(nèi)缸有限元網(wǎng)格模型

中壓內(nèi)缸有限元模型考慮了螺栓熱緊力、缸體自重、蒸汽壓力、溫度載荷及蠕變效應(yīng)等多物理場(chǎng)耦合作用，模擬了汽缸-螺栓系統(tǒng)在長(zhǎng)時(shí)間運(yùn)行工況下的應(yīng)力場(chǎng)的變化，根據(jù)汽輪機(jī)運(yùn)行、設(shè)計(jì)特點(diǎn)，蠕變計(jì)算時(shí)考慮10 萬(wàn)h的時(shí)間。其中，進(jìn)行溫度場(chǎng)計(jì)算時(shí)考慮第三類(lèi)熱邊界條件，即根據(jù)VWO工況熱力數(shù)據(jù)對(duì)汽缸表明不同位置施加蒸汽溫度及換熱系數(shù)[5]。

4 計(jì)算結(jié)果及分析

中壓內(nèi)缸在額定負(fù)荷穩(wěn)定運(yùn)行時(shí)的溫度場(chǎng)分布如圖4所示。從溫度場(chǎng)分布結(jié)果中可以看出，受內(nèi)缸外部夾層蒸汽的影響，進(jìn)汽腔室位置內(nèi)壁金屬溫度為再熱蒸汽溫度600 ℃，外壁溫度略低，進(jìn)汽腔室及兩側(cè)部分螺栓溫度超過(guò)了蠕變溫度450 ℃，因此需要考慮高溫緊固件10 萬(wàn)h的蠕變效應(yīng)[6]。

圖4 中壓內(nèi)缸溫度場(chǎng)計(jì)算結(jié)果

螺栓緊力的設(shè)計(jì)除平衡蒸汽反力外，還需要有額外的緊力用于密封，不同工況下的內(nèi)缸中分面接觸壓力如圖5所示。螺栓熱緊完成安裝后，以及僅考慮蒸汽壓力時(shí)汽缸中分面平均接觸壓力大于80 MPa，密封良好。考慮溫度場(chǎng)的分布后，汽缸中分面局部的接觸壓力略有下降，主要是橫置靜葉槽、進(jìn)抽汽腔室等遠(yuǎn)離螺栓的位置，但密封帶是完整的，不存在內(nèi)外漏汽。圖5（c）表明溫度場(chǎng)的分布直接影響汽缸中分面的氣密性，尤其是結(jié)構(gòu)樣式及夾層蒸汽流動(dòng)復(fù)雜的汽缸結(jié)構(gòu)，必須用有限元評(píng)估溫度場(chǎng)的分布對(duì)中分面氣密性的影響。

考慮10 萬(wàn)h蠕變過(guò)程中，螺栓應(yīng)力逐漸降低，汽缸中分面局部的接觸壓力也相應(yīng)減小，如圖5所示。根據(jù)圖6中分面張口量計(jì)算結(jié)果可以看出，中分面螺孔附近張口量幾乎為0，不存在內(nèi)外漏汽，內(nèi)壁部分區(qū)域的軸向略有漏汽，但最大的張口量小于0.1 mm，可適當(dāng)增加密封鍵結(jié)構(gòu)的設(shè)計(jì)。因此考慮長(zhǎng)時(shí)間運(yùn)行后中壓內(nèi)缸的氣密性能夠滿足工程需求，密封良好。

圖5 中分面接觸壓力計(jì)算結(jié)果

圖6 100 000 h后中分面張口量計(jì)算結(jié)果

圖7 中壓內(nèi)缸中分面螺栓蠕變過(guò)程中應(yīng)力計(jì)算結(jié)果

提升螺栓初始設(shè)計(jì)緊力至110%～120%后，10 萬(wàn)h蠕變過(guò)程中的螺桿應(yīng)力如圖7所示。對(duì)于工作溫度較高的螺栓（2#～4#），在較短的時(shí)間內(nèi)螺栓緊力迅速下降至趨于同一水平；7#螺栓工作溫度約為400 ℃，與其他螺栓相比較低，其應(yīng)力下降不明顯。因此，當(dāng)緊固螺栓工作溫度較高時(shí)，僅加大螺栓的初始緊力無(wú)益于改善汽缸等高溫密封部件長(zhǎng)時(shí)間運(yùn)行后的氣密性，此時(shí)應(yīng)考慮改變汽缸法蘭結(jié)構(gòu)尺寸或增大螺栓型號(hào)等優(yōu)化設(shè)計(jì)方案。

5 結(jié)語(yǔ)

通過(guò)有限元分析方法，著重研究了東汽某超超臨界機(jī)組再熱蒸汽溫度對(duì)中壓內(nèi)缸中分面氣密性影響的問(wèn)題，可以得出以下結(jié)論。

1）相對(duì)于汽缸承受的壓差而言，溫度場(chǎng)的分布對(duì)汽缸中分面氣密性的影響相對(duì)較大。螺栓緊力設(shè)計(jì)時(shí)通常無(wú)法考慮溫度載荷的影響，因此對(duì)于結(jié)構(gòu)及蒸汽流動(dòng)復(fù)雜的方案需采用有限方法進(jìn)行氣密性研究，以保證其安全、經(jīng)濟(jì)運(yùn)行。

2）汽缸內(nèi)的緊固螺栓工作溫度超過(guò)蠕變溫度時(shí)，需進(jìn)行蠕變計(jì)算。溫度是影響螺栓蠕變的主要因素，溫度越高，應(yīng)力松弛后的剩余緊力越低。對(duì)于高溫螺栓，工作溫度不變時(shí)，初始緊力越高，應(yīng)力下降越迅速，機(jī)組長(zhǎng)時(shí)間運(yùn)行后螺栓上的剩余緊力趨于接近。當(dāng)蠕變松弛后的螺栓緊力不能滿足密封需求時(shí)，提升初始預(yù)緊力是無(wú)益的，應(yīng)增大螺栓型號(hào)或者選擇高溫蠕變性能更好的材料。