基于Caesar II和Ansys的600MW亞臨界汽輪機(jī)高壓導(dǎo)汽管法蘭開(kāi)裂原因分析及結(jié)構(gòu)優(yōu)化

李國(guó)明，米樹(shù)華，謝澄，姜豐平，唐璐

（1.國(guó)電浙江北侖第一發(fā)電有限公司，浙江 寧波 315800；2.蘇州熱工研究院有限公司，江蘇 蘇州 215004）

圖1 法蘭裂紋

某電廠汽輪機(jī)為亞臨界、一次中間再熱、單軸、四缸四排汽凝汽式600MW汽輪機(jī)（ALSTHOM制造），主蒸汽參數(shù)為16.66MPa/537℃。主蒸汽管道為1-4型布置，有四組高壓進(jìn)汽閥組，上方兩根進(jìn)入高壓缸的導(dǎo)汽管布置有兩對(duì)法蘭。機(jī)組運(yùn)行約10萬(wàn)小時(shí)后，兩對(duì)法蘭的上下頸部與螺栓孔平面倒角連接處均發(fā)現(xiàn)有裂紋，如圖1。

高壓導(dǎo)汽管法蘭位于汽輪機(jī)的運(yùn)行平臺(tái)，一旦開(kāi)裂，大量高溫高壓蒸汽泄漏易導(dǎo)致安全事故。高壓導(dǎo)汽管法蘭開(kāi)裂鮮有報(bào)道，胡潔梓等從金相角度分析了該法蘭開(kāi)裂的原因。同類(lèi)型法蘭的研究多為如何提高法蘭密封性、節(jié)省材料等，陸萍萍研究了大直徑高壓法蘭的密封設(shè)計(jì)和經(jīng)濟(jì)尺寸設(shè)計(jì)，董其伍等研究了特殊法蘭頸部的頂部應(yīng)力分析，未見(jiàn)對(duì)法蘭頸部與螺栓孔平面倒角連接處進(jìn)行應(yīng)力分析及優(yōu)化的相關(guān)報(bào)道。本文采用管道應(yīng)力計(jì)算軟件Caesar II對(duì)管系進(jìn)行計(jì)算分析，獲得高壓導(dǎo)汽管法蘭節(jié)點(diǎn)處的力和力矩，然后利用Ansys軟件對(duì)結(jié)構(gòu)優(yōu)化前后高壓導(dǎo)汽管法蘭進(jìn)行應(yīng)力分析。

1 法蘭受力分析

1.1 模型的建立

根據(jù)管道的實(shí)際布置對(duì)主蒸汽管道、高壓旁路管道和高壓導(dǎo)汽管整體管系計(jì)算模型（如圖2），模型中包括支吊架的設(shè)置；忽略測(cè)量、減溫等小口徑管道對(duì)主管道的影響，法蘭、閥門(mén)和三通等作為剛性管件均作簡(jiǎn)化處理。高壓導(dǎo)汽管法蘭所在節(jié)點(diǎn)為圖3中的10060-10070和20150-20160。

1.2 管道計(jì)算參數(shù)

管系的計(jì)算參數(shù)如表1。

圖2 主蒸汽、高壓旁路及導(dǎo)汽管建模圖

圖3 導(dǎo)汽管建模節(jié)點(diǎn)圖

管道材料許用應(yīng)力、彈性模量、線膨脹系數(shù)取值依據(jù)ASME B31.1-2004 Power piping規(guī)定；主汽閥和調(diào)節(jié)閥近似為剛性件；保溫材料為硅酸鋁，密度150kg/m3。

1.3 計(jì)算結(jié)果

Caesar II計(jì)算得出高壓導(dǎo)汽管法蘭處的熱態(tài)靜力如表2。

表1 管系的計(jì)算參數(shù)

表2 高壓導(dǎo)汽管法蘭節(jié)點(diǎn)熱態(tài)靜力

2 法蘭應(yīng)力分析

2.1 模型的建立

模型依據(jù)原法蘭設(shè)計(jì)圖紙建立全尺寸模型（如圖4）。法蘭接管長(zhǎng)度大于2.5時(shí)可忽略邊界的影響，因此接管長(zhǎng)度取為一對(duì)法蘭的長(zhǎng)度840mm。倒角附近采用細(xì)網(wǎng)格保證應(yīng)力分析準(zhǔn)確性。

2.2 應(yīng)力計(jì)算參數(shù)及單元選擇

圖4 導(dǎo)汽管法蘭有限元模型a）及倒角細(xì)網(wǎng)格b）

法蘭材料為B60N-S，弾模210GPa，泊松比0.29，熱膨脹系數(shù)12e-6。上下法蘭及法蘭間墊片采用solid187單元，螺栓、螺母及接管采用solid45單元，上下法蘭、法蘭墊片、螺母與法蘭、螺栓與法蘭及墊片采用接觸單元conta174與targe170。采用prets179預(yù)緊單元模擬螺栓的預(yù)緊荷載140MPa(螺栓直徑76mm)，管內(nèi)壁內(nèi)壓16.66MPa，溫度540℃。取法蘭上下840mm，將CAESAR計(jì)算的法蘭處?kù)o力、接管處的六個(gè)方向的內(nèi)力作為荷載施加到Ansys模型中。

2.3 計(jì)算結(jié)果與分析

計(jì)算所得Mises應(yīng)力云圖（如圖5～7），整個(gè)法蘭的高應(yīng)力區(qū)集中在螺栓孔倒角處，且螺栓孔之間部分沿徑向應(yīng)力變化非常明顯。法蘭盤(pán)外徑附近應(yīng)力較低，法蘭接管部分應(yīng)力約53MPa。這是由于法蘭剛度比管道要大很多，管道端部的外荷載在法蘭與管道連接處產(chǎn)生較大的應(yīng)力。如圖所示，法蘭最大Mises應(yīng)力達(dá)到了114MPa，位于B（E）點(diǎn)螺栓孔處；同時(shí)C點(diǎn)為3.8MPa，D點(diǎn)為30.08MPa，兩者相差約7倍，應(yīng)力梯度非常明顯。

圖5 Mises應(yīng)力云圖(a)

圖6 Mises應(yīng)力云圖(b)

對(duì)比現(xiàn)場(chǎng)裂紋圖1與云圖結(jié)果，法蘭裂紋位置與云圖中Mises的高應(yīng)力、高應(yīng)力梯度區(qū)吻合。法蘭在螺栓孔附近長(zhǎng)期處于高應(yīng)力、高應(yīng)力梯度狀態(tài)，存在疲勞裂紋，與文獻(xiàn)[1]金相分析的結(jié)論一致。

3 法蘭結(jié)構(gòu)優(yōu)化

3.1 新法蘭結(jié)構(gòu)

高壓導(dǎo)汽管法蘭優(yōu)化前采用直管段取代法蘭。新法蘭進(jìn)行了三處優(yōu)化：

（1）增大法蘭直徑（665mm→710mm），為螺栓孔提供更大的節(jié)圓，增大螺栓孔中心距（490mm→535mm），加工螺栓孔平面時(shí)可少切削法蘭頸部；

（2）增加法蘭厚度（220mm→250mm），以減少?gòu)潙?yīng)力；

（3）增加法蘭頸部與螺栓孔平面倒角（R=2.5mm→5mm），以減少應(yīng)力集中。改造前后法蘭尺寸圖如圖8。

圖7 Y向(法蘭軸向)應(yīng)變?cè)茍D

圖8 改造前后法蘭尺寸圖（括號(hào)內(nèi)為改造前尺寸）

3.2 新舊法蘭應(yīng)力比較

對(duì)新法蘭進(jìn)行同上的應(yīng)力分析，新法蘭高應(yīng)力區(qū)減小，且在倒角區(qū)域的最大Mises應(yīng)力為舊法蘭的70%，同時(shí)螺栓孔間沿徑向應(yīng)力梯度明顯下降。新舊法蘭應(yīng)力對(duì)比圖如圖9。

圖9 新舊法蘭應(yīng)力對(duì)比

4 結(jié)語(yǔ)

（1）對(duì)主蒸汽管道、高壓旁路管道和高壓導(dǎo)汽管的各管件進(jìn)行建模，采用管道應(yīng)力計(jì)算軟件Caesar II對(duì)管系進(jìn)行計(jì)算，獲得熱態(tài)時(shí)高壓導(dǎo)汽管法蘭節(jié)點(diǎn)處的力和力矩，并作為法蘭應(yīng)力分析的輸入。

（2）對(duì)高壓導(dǎo)汽管法蘭采用Ansys軟件進(jìn)行應(yīng)力分析，發(fā)現(xiàn)法蘭頸部與螺栓孔平面的倒角處為高應(yīng)力集中區(qū)、螺栓孔間沿徑向?yàn)楦邞?yīng)力梯度區(qū)，法蘭裂紋位置與高應(yīng)力、高應(yīng)力梯度區(qū)相吻合。

（3）新的高壓導(dǎo)汽管法蘭采用了三處優(yōu)化，倒角區(qū)域的最大Mises應(yīng)力僅為舊法蘭的70%，螺栓孔間沿徑向應(yīng)力梯度明顯下降。