引言

內(nèi)缸大部分都是以水平中分面為基準(zhǔn)分成上下兩半,并由外缸水平中分面支承,頂部和底部由定位銷導(dǎo)向確保與汽輪機(jī)軸線保持正確位置。設(shè)計(jì)時,為了滿足蒸汽流動要求,內(nèi)缸通常設(shè)計(jì)成多個腔室,其結(jié)構(gòu)比較復(fù)雜。汽輪機(jī)運(yùn)行時,內(nèi)缸會產(chǎn)生很大的應(yīng)力和變形。同時,外接的蒸汽管道因?yàn)闊崦洰a(chǎn)生的附加力也會對內(nèi)缸產(chǎn)生一定的影響。因此,準(zhǔn)確分析內(nèi)缸的溫度場和應(yīng)力場,保證內(nèi)缸的強(qiáng)度和氣密性滿足要求,對于內(nèi)缸的工程設(shè)計(jì)具有重要的意義。

某重點(diǎn)汽輪機(jī)項(xiàng)目內(nèi)缸進(jìn)汽壓力、溫度分別高達(dá)12.6MPa和540℃。外缸、內(nèi)缸外形及剖面如圖1所示。為保證設(shè)計(jì)的安全與陳靠性,外接管道對內(nèi)缸的附加力及力矩大小,內(nèi)缸本身的強(qiáng)度及中分面密封性都需要進(jìn)行校核。本周基于此型號內(nèi)缸,運(yùn)用有限元方法對以上兩個主要問題分別進(jìn)行了詳細(xì)研究,用于指導(dǎo)和校核內(nèi)缸的工程設(shè)計(jì)。

圖1 外缸、內(nèi)缸外形及剖面圖

1理論基礎(chǔ)

1.1溫度場理論方程

在不同的運(yùn)行工況下,內(nèi)缸的溫度場差別很大。為了簡化分析,下面僅研究最大工況時且處于穩(wěn)定對流換熱狀態(tài)下內(nèi)缸的溫度場。在穩(wěn)定運(yùn)行時,蒸汽主要是以對流換熱方式向金屬傳熱,換熱量與換熱系數(shù)和換熱溫差成正比。內(nèi)缸金屬內(nèi)部以導(dǎo)熱的方式進(jìn)行熱量傳遞。

內(nèi)缸為各向同性且均勻分布的無內(nèi)熱源三維實(shí)體,其瞬態(tài)熱傳導(dǎo)微分方程為:

式中:入為導(dǎo)熱系數(shù)[w/(m·K)]:T為溫度(℃):p為密度(kg/m3):C為比熱容[J/(kg·℃)]。

求解方程(1)需要的邊界條件為:內(nèi)缸各個表面的溫度、內(nèi)缸與蒸汽的對流換熱系數(shù)。為了簡化分析,本周根據(jù)工程經(jīng)驗(yàn)來設(shè)定換熱系數(shù)。

1.2彈性力學(xué)理論方程

內(nèi)缸腔室充滿高壓蒸汽,內(nèi)缸上、下半通過中分面螺栓保持接觸和密封,對于內(nèi)缸上、下半和中分面螺栓組成的系統(tǒng),根據(jù)虛功原理陳推導(dǎo)出靜力分析的剛度方程為:

式中:[K]為整體剛度矩陣:(u)為節(jié)點(diǎn)位移向量:(F)為整體外載荷向量:(R)為整體接觸力向量。

在方程(2)中,[K]、(F)是已知的,(u)、(R)是未知的,需要求解。

2有限元分析結(jié)果

2.1內(nèi)缸-導(dǎo)汽管間隙分析

蒸汽通過導(dǎo)汽管進(jìn)入兩半內(nèi)缸,導(dǎo)汽管固定在外缸上,另一端與外接蒸汽管道相連。導(dǎo)汽管與內(nèi)缸相接處存在理論設(shè)計(jì)間隙,如圖2所示。若外接管道對內(nèi)缸產(chǎn)生附加的力和力矩過大,使得間隙超過理論值,就會影響內(nèi)缸正常工作,因此,需要對模型進(jìn)行分析。模型中,外缸、內(nèi)缸、導(dǎo)汽管的材料屬性如表1所示,外缸、內(nèi)缸各個腔室蒸汽參數(shù)如表2所示,外缸-內(nèi)缸進(jìn)汽模型如圖3所示。同時,加載外部蒸汽管道因熱變形對導(dǎo)汽管產(chǎn)生的反作用力及力矩,力及力矩?cái)?shù)值如表3所示。

有限元分析模型及網(wǎng)格劃分如圖4所示,汽缸及兩半內(nèi)缸總變形如圖5所示,導(dǎo)汽管與內(nèi)缸端面周向、徑向變形如圖6所示。

從圖2可知,導(dǎo)汽管與內(nèi)缸間隙設(shè)計(jì)值為周向4mm、徑向7mm。圖6(a)、圖6(b)有限元分析結(jié)果表明,周向相對變形為1.4mm以內(nèi),小于間隙設(shè)計(jì)值4mm:徑向相對變形在1mm內(nèi),也遠(yuǎn)小于設(shè)計(jì)間隙7mm?？梢哉f,在最大蒸汽參數(shù)工況下,現(xiàn)有設(shè)計(jì)的間隙值能滿足機(jī)組安全運(yùn)行要求。

2.2內(nèi)缸強(qiáng)度及中分面密封性分析

內(nèi)缸由上、下兩半和多個中分面螺栓組成。螺栓的材料為NiCr20TiA1,其屈服極限為520MPa。兩半內(nèi)缸腔室劃分如圖7所示,每個腔室對應(yīng)的溫度壓力與表2保持一致。內(nèi)缸模型及中分面螺栓網(wǎng)格劃分如圖8(a)、圖8(b)所示。

內(nèi)缸以及中分面螺栓溫度分析結(jié)果如圖9(a)、圖9(b)所示,相應(yīng)的應(yīng)力云圖如圖10(a)、圖10(b)所示。

圖9(a)、圖9(b)的分析結(jié)果表明,內(nèi)缸溫度梯度呈軸向分布,且在同一軸向截面上溫度分布均勻:內(nèi)缸中分面螺栓的溫度梯度呈垂直分布,且溫度分布均勻,這有利于螺栓保持較高的預(yù)緊力。圖10(a)、圖10(b)的分析結(jié)果表明,除了部分應(yīng)力集中處外,內(nèi)缸的應(yīng)力均在200MPa以內(nèi),且中分面螺栓應(yīng)力主要處于400MPa以內(nèi)。數(shù)值均小于對應(yīng)材料的屈服極限,校核安全。

圖11(a)、圖11(b)的分析結(jié)果表明,內(nèi)缸中分面大部分區(qū)域能保持較高的接觸壓力。因內(nèi)缸本身結(jié)構(gòu)限制,靠近內(nèi)缸腔室附近密封性較差,但中分面螺栓處密封很好,所以漏氣概率較小,氣密性良好。

3結(jié)論

本文應(yīng)用傳熱學(xué)和彈性力學(xué)理論以及有限元方法,建立了汽輪機(jī)內(nèi)缸的有限元分析模型,研究了最大工況時兩半內(nèi)缸的溫度場、應(yīng)力場和中分面氣密性情況,得出以下結(jié)論:

(1)導(dǎo)氣管-內(nèi)缸間隙值滿足設(shè)計(jì)要求,外界附加力及力矩不影響內(nèi)缸的正常運(yùn)行:

(2)內(nèi)缸以及中分面螺栓的溫度分布均勻,除了部分應(yīng)力集中外,內(nèi)缸和中分面螺栓應(yīng)力均處于材料屈服極限范圍內(nèi),滿足強(qiáng)度安全要求,同時內(nèi)缸中分面氣密性良好。

本文通過對內(nèi)缸的詳細(xì)分析,得到了內(nèi)缸溫度場、應(yīng)力場的分布。該分析方法對汽輪機(jī)的設(shè)計(jì)和新產(chǎn)品開發(fā)是十分必要的,能為今后高參數(shù)汽輪機(jī)組的設(shè)計(jì)提供技術(shù)參考。