陳鐵寧，尹華劼，尹剛，朱熹

（東方汽輪機有限公司，四川 德陽 618000）

0 引言

隨著汽輪機技術(shù)以及材料技術(shù)的發(fā)展，汽輪機進(jìn)汽參數(shù)不斷提高，在提升機組經(jīng)濟性的同時，也使得高溫構(gòu)件蠕變失效問題越來越受到重視。東方汽輪機自主研發(fā)的135 MW超超臨界、一次再熱發(fā)電機組額定進(jìn)汽參數(shù)已達(dá)到24.2 MPa/600 ℃/600 ℃，因此高壓內(nèi)缸的蠕變強度是設(shè)計過程中需重點關(guān)注的安全可靠性問題之一。在機組運行過程中，高壓內(nèi)缸長期處于高溫、高壓的蒸汽環(huán)境，綜合各種機械載荷及溫度載荷導(dǎo)致缸體以及緊固件結(jié)構(gòu)的蠕變效應(yīng)非常明顯，在結(jié)構(gòu)方案設(shè)計過程中需重點關(guān)注[1]。

近年來，國內(nèi)外專家學(xué)者對內(nèi)缸的高溫蠕變特性進(jìn)行了諸多研究。對于紅套環(huán)樣式的筒形缸結(jié)構(gòu)，劉東旗等[2]對內(nèi)缸強度進(jìn)行了理論研究，趙仕志等[3]基于線性損傷理論，并結(jié)合L-M法建立了紅套環(huán)蠕變損傷的一般形式。胡怡豐等[4]對超超臨界中壓內(nèi)缸的高溫蠕變強度進(jìn)行了研究。筆者[5]在超超臨界一次再熱發(fā)電機組中壓內(nèi)缸設(shè)計時，考慮蠕變松弛效應(yīng)后，就再熱蒸汽溫度對汽缸密封性的影響進(jìn)行了研究。

本文以東方汽輪機新研發(fā)的超超臨界一次再熱發(fā)電機組高壓內(nèi)缸為研究對象，采用有限元法，對高壓內(nèi)缸20 萬h穩(wěn)定運行工況下的蠕變行為進(jìn)行了分析，得到了缸體蠕變發(fā)生的關(guān)鍵位置的蠕變應(yīng)力及應(yīng)變值，同時還分析了10 萬h內(nèi)緊固件蠕變松弛對汽缸中分面密封性能的影響。

1 高壓內(nèi)缸計算模型

隨著大功率汽輪機組參數(shù)的不斷提升，高壓內(nèi)缸這類承受高溫、高壓差的大型靜子部件設(shè)計難度也隨之增加。特別是傳統(tǒng)水平結(jié)構(gòu)樣式的汽缸在啟動、停機及變工況時，局部會產(chǎn)生較大的熱應(yīng)力，從而產(chǎn)生塑性變形，影響安全運行。經(jīng)過大量的技術(shù)攻關(guān)，東方汽輪機2011年開始進(jìn)行了筒形缸結(jié)構(gòu)研發(fā)，然后在多個項目中廣泛投入使用，并取得了良好的工作業(yè)績。135 MW超超臨界一次再熱發(fā)電汽輪機高壓內(nèi)缸采用紅套環(huán)樣式筒形缸結(jié)構(gòu)，高壓額定進(jìn)汽參數(shù)約為24.2 MPa/600 ℃，內(nèi)缸設(shè)計為紅套環(huán)樣式筒形缸結(jié)構(gòu)，采用下部水平對沖進(jìn)汽。

1.1 熱傳導(dǎo)及熱固耦合理論分析

穩(wěn)態(tài)熱傳導(dǎo)方程有限元矩陣公式如下[6]：

式中：KT為熱傳遞矩陣；φ為溫度向量；T為溫度載荷向量。KT和T中的元素可以寫為：

汽缸上、下半部分在螺栓緊力的作用下，通過中分面接觸。由于中分面加工粗糙度高，接觸緊密，從而保證了良好的熱傳導(dǎo)性。在計算時應(yīng)取合適的接觸熱傳導(dǎo)系數(shù)，以模擬中分面的良好傳熱。

求解出汽缸的溫度場分布后，相應(yīng)的熱應(yīng)力計算公式為

式中：ε0為溫度應(yīng)變，ε0=β（φ－φ0）［1 1 1 0 0 0］T；β為線膨脹系數(shù)；φ為計算的汽缸溫度場；φ0為初始溫度場。

1.2 高溫蠕變的本構(gòu)模型

蠕變是一種在溫度、載荷作用下與時間及材料特性有關(guān)的塑性變形的過程，金屬材料在高于其1/3熔點時，蠕變現(xiàn)象較為明顯。典型的蠕變過程一般可分為3個階段，由于第3階段時間很短，所以在汽輪機的靜子部件蠕變的有限元計算分析中，通?？紤]前2個階段蠕變行為。蠕變變形一般可寫作上述幾個影響因素的函數(shù)：

在各蠕變本構(gòu)方程中，最具代表性、應(yīng)用最廣的是Norton-Bailey方程。該方程的等溫條件表達(dá)式為

式中：ε˙c、σ、t為材料蠕變應(yīng)變速率、應(yīng)力和時間；B為與溫度有關(guān)的材料常數(shù)；n為應(yīng)力指數(shù)；m為小于1的常數(shù)。

正是由于該方程結(jié)構(gòu)簡單、參數(shù)少，所以在實際工程應(yīng)用中使用最為廣泛[7]。蠕變特性可分為單軸狀態(tài)與多軸狀態(tài)兩方面，單軸特性為研究多軸特性提供了基礎(chǔ)，汽缸結(jié)構(gòu)受力復(fù)雜屬于多軸狀態(tài)。

1.3 有限元模型

以圖1所示的高壓內(nèi)缸模型為研究對象，對局部結(jié)構(gòu)特征進(jìn)行模型簡化，采用接觸算法。缸體單元類型為二階四面體，紅套環(huán)及螺栓采用一階六面體單元，對關(guān)鍵位置進(jìn)行加密，經(jīng)過網(wǎng)格無關(guān)性驗證后，最終的節(jié)點計算規(guī)模約為128萬，如圖2所示。

圖1 東方超超臨界一次再熱發(fā)電機組高壓內(nèi)缸有限元模型示意圖

圖2 高壓內(nèi)缸有限元網(wǎng)格模型

高壓內(nèi)缸有限元模型施加的力的邊界條件包括了螺栓預(yù)緊力載荷、缸體及其內(nèi)部靜葉等的自重、蒸汽壓力載荷、溫度載荷。采用ABAQUS軟件對汽缸-紅套環(huán)-螺栓系統(tǒng)在多物理場耦合作用下的蠕變作用進(jìn)行了仿真分析，根據(jù)汽輪機設(shè)計、運行、檢修特點，蠕變分析的時長按20萬h考慮。

2 計算結(jié)果與分析

2.1 高壓內(nèi)缸穩(wěn)態(tài)溫度場計算結(jié)果

高壓汽缸的蠕變主要受長期穩(wěn)定運行工況下溫度、熱應(yīng)力等的影響，因此需要得到溫度場分布結(jié)果。進(jìn)行穩(wěn)態(tài)溫度場傳熱計算時，高壓內(nèi)缸內(nèi)外壁的換熱施加第三類熱邊界條件，由于缺乏高壓內(nèi)缸內(nèi)部各表面換熱系數(shù)的實測值，故采用文獻(xiàn)[8]所推薦的經(jīng)驗公式。圖3為高壓筒形內(nèi)缸額定負(fù)荷穩(wěn)態(tài)工況下的溫度場分布云圖。一般來說，高合金耐熱鋼的工作溫度超過480 ℃時必須考慮蠕變問題[9]。從圖3可知，穩(wěn)態(tài)工況時高壓內(nèi)缸最高溫度為599.6 ℃，位于進(jìn)汽腔室內(nèi)壁，且大部分內(nèi)壁通流區(qū)域工作溫度超過了480 ℃，因此對其蠕變強度的校核是十分必要的。

圖3 穩(wěn)態(tài)工況時高壓內(nèi)缸溫度場計算結(jié)果

2.2 高壓內(nèi)缸應(yīng)力場計算結(jié)果

高壓內(nèi)缸穩(wěn)態(tài)工況時的缸體應(yīng)力計算結(jié)果如圖4所示，最大應(yīng)力為367 MPa，位于進(jìn)汽腔室靠近軸封側(cè)的圓角位置（A位置），另外進(jìn)汽腔室內(nèi)壁也存在一定的應(yīng)力集中（B位置），整個內(nèi)缸應(yīng)力小于材料工作溫度下的屈服強度，整體處于彈性變形范圍內(nèi)，未達(dá)到屈服狀態(tài)。

圖4 穩(wěn)態(tài)工況時高壓內(nèi)缸應(yīng)力場計算結(jié)果

圖5給出了高壓內(nèi)缸蠕變20 萬h過程中不同時刻的應(yīng)力分布結(jié)果，20 萬h后蠕變應(yīng)力最大位置同樣位于A處，該位置由蠕變初始時刻與結(jié)束時刻的應(yīng)力變化最大，是蠕變應(yīng)變變化的關(guān)鍵位置，從圖6的20 萬h后蠕變應(yīng)變計算結(jié)果也很好地印證了這一點。其余關(guān)鍵位置的蠕變結(jié)果如表1所示，高壓內(nèi)缸20 萬h后的最大蠕變應(yīng)變?yōu)?.88%。

圖5 高壓內(nèi)缸蠕變20 萬h應(yīng)力場計算結(jié)果

圖6 高壓內(nèi)缸20 萬h蠕變應(yīng)變計算結(jié)果

ASME規(guī)范規(guī)定，沿厚度平均的蠕變應(yīng)變應(yīng)小于1%，沿厚度等效線型分布引起的表面蠕變應(yīng)變應(yīng)小于2%，局部應(yīng)變應(yīng)小于5%。有限元計算應(yīng)變結(jié)果屬于局部應(yīng)變。該規(guī)范中高溫部件蠕變評判規(guī)范沒有考慮多軸應(yīng)力狀態(tài)對蠕變損傷的影響，而且汽輪機缸體部件實際受力情況屬于多軸應(yīng)力的蠕變應(yīng)變，需要考慮多軸蠕變的Cocks與Ashby系數(shù)，對于高壓內(nèi)缸對應(yīng)的多軸許用蠕變應(yīng)變按2%考核能夠滿足工程需求[10-11]，因此高壓內(nèi)缸考慮蠕變的剛度和強度是合格的。

蠕變效應(yīng)對高壓內(nèi)缸密封性的影響：汽缸本體的蠕變使得中分面應(yīng)力分布發(fā)生變化，這會影響汽缸中分面密封性，與此同時，紅套環(huán)及螺栓也在發(fā)生蠕變，初始時的安裝緊力隨著運行時間的累積會發(fā)生松弛，進(jìn)而也導(dǎo)致內(nèi)缸密封性能下降，圖7為1#、2#、3#紅套環(huán)（如圖1）及螺栓應(yīng)力隨時間變化曲線。從曲線中可以看出，1#紅套環(huán)及螺栓應(yīng)力下降最快，這主要是其工作溫度相對較高、蠕變速率較快導(dǎo)致的。

圖7 高壓內(nèi)缸緊固件應(yīng)力隨時間變化曲線

圖8給出了蠕變初始和結(jié)束時刻的高壓內(nèi)缸中分面接觸壓力計算結(jié)果，可以看出，機組連續(xù)運行10 萬h后（約1個大修周期），中分面接觸壓力仍能保證密封要求，不存在發(fā)生漏汽。受蠕變效應(yīng)的影響，中分面最大接觸壓力由283 MPa降低至219 MPa，接觸壓力分布也發(fā)生了重新分配。中分面沿軸向路徑上的平均接觸壓力計算結(jié)果如圖9所示，該結(jié)果顯示高壓內(nèi)缸在蠕變時間內(nèi)，接觸壓力下降范圍相對較低，同時這也表明螺栓、紅套環(huán)存在輕微的蠕變變形，究其原因主要是夾層蒸汽溫度受排汽影響，影響紅套環(huán)及螺栓溫度而產(chǎn)生的。

圖8 高壓內(nèi)缸中分面接觸壓力計算結(jié)果

圖9 不同蠕變時刻高壓內(nèi)缸中分面接觸壓力計算結(jié)果

3 結(jié)論

1）穩(wěn)態(tài)工況時，高壓內(nèi)缸整體應(yīng)力水平小于材料工作溫度下的屈服強度，未進(jìn)入屈服狀態(tài)。高壓缸缸體內(nèi)部通流區(qū)域，特別是進(jìn)汽位置的金屬溫度已進(jìn)入蠕變溫度范圍，必須考慮蠕變強度校核。考慮20 萬h長期穩(wěn)定運行后，內(nèi)缸外壁進(jìn)汽腔室兩側(cè)圓角位置蠕變應(yīng)變最大為0.88%，小于多軸許用蠕變應(yīng)變2%，證明高壓內(nèi)缸高溫應(yīng)變強度設(shè)計滿足校核標(biāo)準(zhǔn)。

2）蠕變效應(yīng)對高壓內(nèi)缸的密封性有重要的影響。除缸體蠕變外，長時間穩(wěn)定運行使得紅套環(huán)、螺栓也發(fā)生了不同程度的蠕變松弛。其中1#紅套環(huán)緊力松弛較快，10萬h后高壓內(nèi)缸中分面內(nèi)壁有完整密封帶，沿軸向路徑的剩余接觸壓力仍舊可以滿足密封所需的緊力，整個高壓內(nèi)缸結(jié)構(gòu)密封性良好，不存在泄漏。