超超临界1000MW空冷汽轮机低压缸刚性研究

方 宇 刘东旗 徐琼鹰 章 艳

(东方汽轮机有限公司，四川德阳，618000)

0 引言

在我国中西部煤炭资源丰富、水资源缺乏的地区，采用节水环保、经济性好的大型超超临界空冷汽轮发电机组可以降低发电煤耗，减少SO2、CO2等污染物的排放。

灵武空冷1000MW 项目是世界首台超超临界空冷1000MW汽轮机。其低压缸的设计是整个机组设计的重要一环。该低压外缸结构庞大，外形尺寸7160mm×10140mm（包括撑脚），上半高3725mm，下半高3200mm，上半重～57t，下半重～117t。如何使低压外缸有足够的刚性抵抗各种重力和真空载荷作用产生的变形，并满足设计要求是确保机组安全稳定运行非常重要的因素。通过建立低压内、外缸的有限元分析模型，进行变形和强度分析，并优化缸内支撑管的布置，大幅降低了外缸的变形。

1 低压外缸结构简介

灵武空冷1000MW项目低压缸采用三层缸结构，分为进汽室、内缸和外缸，均为焊接结构。低压缸结构简图如图1所示。

低压内缸进汽室设计为装配式结构，整个环形的进汽腔室与内缸其它部分隔开，并且可以沿轴向径向自由膨胀，低压进汽室与低压内缸的相对热膨胀死点为低压进汽中心线与汽轮机中心线的交点。

内缸下半水平中分面法兰四角上各有1 个猫爪搭在外缸上，支持整个内缸和所有隔板的重量。水平法兰中部对应进汽中心处有侧键，作为内外缸的相对死点，使内缸轴向定位而允许横向自由膨胀。内缸下半两端底部有纵向键，沿纵向中心线轴向设置，使内缸相对外缸横向定位而允许轴向自由膨胀。

上半每个端面外侧有若干条沿水平及垂直方向的筋板，以加强端板刚性。

低压外缸下半四周的支承台板放在成矩形排列的基架上，承受整个低压部分的重量。排汽口与排汽装置采用弹性连接，凝汽器的自重和水重都由基础承受，不作用在低压外缸上，但低压外缸和基础须承受大气压力。低压外缸中部左右两侧基架上距离低压进汽中心前方设有横键，构成整个低压部分的死点。以此死点为中心，整个低压缸可在基架平面上向各个方向自由膨胀。

图1 低压缸结构简图

2 有限元分析模型

根据低压缸结构以及受力的特点，建立力学模型基于以下考虑：

（1）因为内缸的重力和蒸汽力通过在外缸的四个搭子传递到外缸上，必须把内缸模型也作为整个分析模型的一部分。

（2）低压外缸体的台板支承在坐落于水泥基础上的基架上，并用地脚螺栓连结。外缸在机械载荷和热载荷的作用下能自由伸缩，以保持必需的动、静间隙和减少汽缸中的应力。所以，力学模型必须考虑自由伸缩的支承方式。

（3）内缸水平法兰中部对应进汽中心处的侧键使内缸轴向定位而允许横向自由膨胀。内缸下半两端底部和上半两端顶部的纵向键使内缸相对外缸横向定位而允许轴向自由膨胀。计算时用接触单元处理。

（4）外缸和内缸中分面法兰是螺栓连接的，假使这种连接使汽缸上下半刚性连接成一体。

（5）力学模型中的轴承支座采用曲面三维实体单元，平板结构采用曲面壳体单元，撑管采用相应的梁单元。

低压缸结构有限元分析模型如图2所示。

图2 低压缸结构有限元分析模型

2.1 力的边界条件

低压缸受到下述几种载荷的作用：

（1）低压内缸重量：低压内缸上、下半重力；正反共10级隔板重力；低压进汽室重力；隔热板重力。

（2）低压外缸重量：低压外缸上、下半重力。

（3）真空载荷：低压缸排汽口与排汽装置采用弹性连接，凝汽器的自重和水重都由基础承受，不作用在低压外缸上。低压缸的设计背压是13kPa,低压外缸所受的真空载荷是0.088MPa。

（4）热载荷：外缸温度由室温升高到运行状态下的温度会使外缸膨胀。由于热载荷对低压缸的刚性影响较小，故此次计算没有考虑热载荷。

2.2 位移边界条件

（1）台板支承在坐落于水泥基础上的基架上，静力计算时用接触单元。

（2）低压外缸靠近进汽中心线附近的台板左、右各有一纵向键，使汽缸受热对称膨胀。故需约束该部位轴向位移。

（3）内缸支持在外缸的四个搭子上，并用螺栓连接。计算时采用接触单元。

（4）内缸与外缸之间的横向键和纵向键均采用接触单元。

3 低压缸刚性分析

3.1 有限元理论

有限元法是求解泛函极值问题的一种近似方法，它是在里兹法的基础上发展起来的。其数学基础是变分原理和分割近似原理。将给定的微分方程边值问题转化为与之等价的变分问题，即求解能量积分的极值问题。

有限元位移法所依据的理论基础是最小位能原理。即对于弹性体来说，它在外力作用下达到的稳定平衡状态，应是在其所有可能存在的位移状态中使总位能达到极小的状态，在所有满足边界条件的节点位移中，使系统的总位能为最小值的位移应满足式（1）。

总位能的表达式为：

式（3）是最终建立起来的一般有限元方程，它的右端项（即外力向量）一般是已知的，解此以总刚度阵[K]为系数的线性代数方程组，就可求得结构的节点位移，进而求出应力、应变等。

3.2 低压缸刚性和强度计算

此次计算采用大型结构分析软件ANSYS。该程序对力学模型网格离散化处理后，即可得到求解平衡方程：

式中：K—结构刚度矩阵；

δ—节点位移向量；

Fp—抽真空产生的等效节点力；

Fi—低压内、外缸，进汽室，隔板重力产生的等效节点力。

求解方程（4）即可得到每个节点上的位移值，再通过几何方程可求得应变，由物理方程求得应力。

下面分别计算低压缸在自重、真空载荷下的变形及强度。

3.3 低压缸在自重和真空载荷作用下的变形计算

低压外缸在自重和缸内部件重力和真空载荷的作用下，下半前端板、侧板以及上半的前端板和半圆形壳体会产生变形。变形值见表1和图3。

表1 低压缸在自重、真空载荷作用下的变形（mm）

图3 低压缸在自重和真空载荷作用下的变形

结合表1和图3可以看出，1000MW 空冷汽轮机的低压外缸下半的前端板和侧板的刚性较好，主要是槽钢有较好的加固作用以及下半的撑管和撑板能较好地抵御真空载荷的作用；汽缸上半壳体的刚性较之常规的600MW 机组的低压缸上半壳体的刚性要好。综合来看，低压缸壳体的刚性满足设计要求。

内缸搭子的变形将直接影响低压缸的径向通流间隙，严重时可能引起动静部件碰摩。因此，必须将内缸搭子下沉量作为衡量低压缸刚性的一个重要指标。该低压缸支撑内缸搭子垂直变形比常规的600MW 机组的同类结构都小。低压外缸对内缸的支撑作用足以保证内缸的动、静间隙不发生大的变化，防止动、静碰摩引起的振动，以保证机组的安全稳定运行。

3.4 低压缸在自重和真空载荷作用下的强度计算

在自重和真空载荷作用下低压缸壳体和撑管的应力如图4所示。

图4 低压缸在自重和真空载荷作用下的应力

低压缸壳体的Mises应力小于60MPa，撑管的弯曲应力小于40MPa，较之材料的屈服强度216MPa（20℃）小得多。按屈服强度校核有较大的安全系数。因此，低压缸壳体的强度满足设计要求。

4 结论

（1）1000MW空冷汽轮机低压缸壳体的抵抗缸内部件重力和真空载荷的能力较强，其刚性满足设计要求。

（2）低压缸无论是壳体还是撑管其Mises应力远低于材料的屈服强度，其强度满足设计要求。

（3）通过对低压外缸的合理优化以及肋板、撑杆的合理布置，使得如此庞大的低压缸的变形得到控制，外缸支持内缸的四个搭子变形小，能有效保证动、静部分的间隙，满足机组安全稳定运行的要求。

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[2]吴厚钰.透平零件结构和强度计算[M].北京:机械工业出版社,1982

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