中壓內缸進汽腔溫度場的測試與分析

吳仕芳， 康 明， 張軍輝， 李瀟瀟

(1.上海交通大學 機械與動力工程學院，上海 200240；2.上海汽輪機廠有限公司，上海 200240;3.上海電氣電站設備有限公司，上海 200240)

在汽輪機高溫部件的熱應力計算、蠕變計算及壽命考核中，首先需要進行溫度場的計算。在部件溫度場的計算過程中通常采用第三類換熱邊界，在流體溫度確定的情況下，傳熱系數的設定是溫度場計算分析的關鍵。史進淵等[1]提出了超臨界和超超臨界汽輪機汽缸傳熱系數的經驗公式計算方法。劉紀偉等[2]對通過共軛換熱方法與傳熱系數經驗公式法得出的溫度場分布進行了對比，認為采用傳熱系數經驗公式無法獲得復雜流場影響下構件的準確溫度場。陳永照等[3]基于數據分析和有限元模擬計算，研究了汽輪機組高壓進汽閥在冷態(tài)啟動過程中的換熱規(guī)律。王鵬等[4]針對某超超臨界1 000 MW汽輪機進行溫度場測試，收集了各運行工況的測點溫度數據。但目前關于中壓內缸溫度實測值與計算模擬溫度場對比分析的研究較少，計算模擬的準確性還有待驗證。

筆者針對某在役超超臨界1 000 MW汽輪機的中壓內缸進汽腔，研究并分析了其各個溫度測點在不同運行工況下的溫度變化及其關聯性；通過有限元計算(FEA)方法，采用傳熱系數經驗公式計算額定負荷(1 000 MW)工況下的溫度場，并與實測值進行了對比分析，為后續(xù)汽輪機設計提供了依據。

1 研究對象及方法

如圖1所示，某典型超超臨界1 000 MW汽輪機中壓缸結構由中壓外缸、中壓內缸和中壓轉子組成。高溫的中壓進汽從汽缸中部進入后，沿軸向的雙流葉片逐級做功，蒸汽溫度沿軸向逐級遞減；中壓排汽從兩側對稱的雙流葉片流出后，再從汽缸中部上側排出。中壓內缸進汽腔內表面接觸高溫的中壓進汽，外表面接觸相對低溫的中壓排汽。汽輪機額定負荷工況下的中壓進汽參數為5.91 MPa/620 ℃，中壓排汽參數為0.61 MPa/281 ℃。

圖1 中壓缸結構示意圖

1.1 溫度場測試

圖2為中壓缸溫度測點布置圖，為每臺運行機組的標準溫度測點配置。其中，T0、T1為中壓缸進汽、排汽處的蒸汽溫度測點，Tc為中壓內缸通流級溫度(特指中壓內缸第三級動葉葉頂處的內缸內壁金屬溫度)測點，ω為轉子轉速，P為機組功率。

圖2 中壓缸溫度測點布置圖

圖3為中壓內缸進汽腔的溫度場測點布置圖，這些測點為該汽輪機單獨做溫度場測試時增加的測點，其他運行機組無此測點。其中，T2、T3、T4和T5分別為位于中壓內缸進汽腔輪轂上側、下側、上半中分面及下半中分面的外壁金屬溫度測點；T6、T7分別為位于中壓內缸進汽腔的進口通道中部、進口處的外壁金屬溫度測點；T8為位于中壓內缸進汽腔筒壁處的外壁金屬溫度測點；T6*、T7*和T8*為T6～T8測點對應位置處的內壁金屬溫度測點。

圖3 中壓內缸進汽腔的溫度場測點布置圖

1.2 有限元計算

在有限元計算中，為保證計算準確，將中壓內缸的完整結構模型作為計算分析模型；計算單元采用四節(jié)點、四面體、三維線性積分熱力耦合單元C3D4T，計算域單元總數為1 058 917，節(jié)點數為231 222，計算網格模型如圖4所示。

(a)橫向剖面

根據中壓內缸各表面換熱類型的不同，將中壓內缸各表面簡化分為22個換熱區(qū)域，如圖5所示。其中，區(qū)域1 為與高溫進汽直接接觸的中壓內缸進汽管內表面；區(qū)域2為中壓內缸進汽腔的環(huán)形腔室內表面；區(qū)域3～區(qū)域19對應中壓內缸雙流葉片第1級～第17級的每級內表面；區(qū)域20為中壓內缸的徑向排汽表面；區(qū)域21為中壓內缸的外表面，接觸的是中壓排汽；區(qū)域22為中壓通流第12級后的抽汽區(qū)域內表面，接觸的是高溫高壓抽汽。中壓內缸各表面接觸的蒸汽均為高溫過熱蒸汽，其流速高、雷諾數高，且均為紊流流動。工程計算中各換熱區(qū)域的表面?zhèn)鳠嵯禂蛋慈缦陆涷灩接嬎鉡5-6]。

圖5 換熱區(qū)域劃分示意圖

(1)

式中：α為表面?zhèn)鳠嵯禂担琖/(m2·K)；λ為蒸汽導熱系數，W/(m·K)；De為結構流道的水力直徑，m；Re為蒸汽雷諾數；Pr為蒸汽普朗特數。

在進行有限元計算時，中壓內缸與蒸汽的傳熱采用第三類邊界條件，針對不同的換熱區(qū)域施加額定負荷工況下對應的蒸汽溫度和表面?zhèn)鳠嵯禂?，各換熱區(qū)域的初始換熱邊界如圖6所示。

圖6 各換熱區(qū)域的初始換熱邊界

中壓進汽參數為620 ℃，中壓內缸材料選用CB2，為各向同性材料，材料物性見表1。

表1 中壓內缸材料物性

2 溫度場測試結果

選取該汽輪機實際運行時停機、盤車、極熱態(tài)啟動、升負荷和穩(wěn)態(tài)運行階段，分析各運行工況下汽輪機各測點的溫度變化。

如圖7所示，機組歷經了甩負荷、停機、極熱態(tài)啟動、升轉速、升負荷至額定負荷運行的全過程。從機組主汽閥閥門關閉作為0時刻算起，轉速從3 000 r/min降至盤車轉速的過程約100 min，維持盤車轉速的過程約20 min，從盤車轉速升至3 000 r/min的過程為5 min，從開始帶負荷升至100%負荷的過程約1 200 min，全過程共約1 400 min。

圖7 停機-極熱態(tài)啟動-帶負荷過程圖

如圖8所示，在機組關閉主汽閥閥門的0時刻，由于沒有了高溫的中壓進汽進入，中壓內缸Tc測點溫度陡然下降，在短短的5 min內從547.1 ℃降至522.8 ℃，最開始的2 min內下降速率為6 K/min。在轉速進一步降至盤車轉速的階段，Tc測點溫度進一步下降。在后續(xù)的停機過程中由于中壓缸軸封供汽的影響，T1測點溫度基本維持在280 ℃。在盤車一段時間后，機組極熱態(tài)啟動，在機組從盤車轉速升至3 000 r/min空轉時，由于中壓缸沒有進汽，Tc測點溫度會進一步降低；但T1測點溫度會由于轉子空轉引起鼓風而陡然上升約25 K。直到開始帶負荷后，Tc測點溫度受中壓高溫蒸汽的影響開始上升，T1測點溫度受中壓排汽的影響開始下降。

圖8 T0、T1和Tc測點溫度和轉速與時間的關系圖

如圖9所示，在機組停機閥門關閉后，機組從3 000 r/min開始降速，由于沒有中壓排汽的冷卻汽流，T2～T5測點的溫度急速上升；約25 min后T2測點、T5測點的溫度開始緩慢下降，但T3測點、T4測點的溫度依然向上爬升。在機組開始帶負荷約160 min時，中壓進汽進入中壓內缸，T2～T5測點溫度急速下降，特別是T3測點溫度在短短的30 min內下降約70 K；在機組帶負荷至30%滿負荷前，T2～T5測點溫度又同步上升；在30%滿負荷后隨著負荷的增加，進汽流量增加，T2～T5測點溫度同步下降，后續(xù)隨著負荷輕微波動，4個測點的溫度基本維持在300 ℃左右。由圖9還可知，T2～T5測點處于同樣的結構和中壓排汽蒸汽環(huán)境中，但由于所處內、外缸夾層的結構流道有所差異，內缸下半輪轂處T3測點、T5測點溫度明顯比上半輪轂處T2測點、T4測點溫度高；T3測點溫度最高，T5測點溫度次之，T2測點和T4測點溫度相對較低，在整個運行過程中T2～T5各測點相互之間的最大溫差達到50 K。由此可說明中壓內缸外壁各金屬在相同的結構和中壓排汽蒸汽環(huán)境下，所處內、外缸夾層的結構流道對汽缸外表面溫度場的分布有直接影響。

圖9 T2～T5測點溫度和轉速與時間的關系圖

如圖10所示，T6～T8測點與T2～T5測點均處于中壓排汽的蒸汽環(huán)境中，T6～T8測點的溫度變化趨勢與T2～T5測點的溫度變化趨勢一致；但由于進汽腔室壁厚比中壓內缸輪轂處薄，故T6～T8測點溫度比T2～T5測點高，在從3 000 r/min降至盤車轉速的過程中，T6～T8測點中的最高溫度升至450 ℃。T6測點、T7測點處于汽缸下半部，僅有少量抽汽汽流冷卻中壓內缸的外表面，其溫度相對較高；與T6測點所處的空間位置相比，T7測點空間更為狹小，外表面受汽流冷卻有限，因而T7測點溫度最高；T8測點處在中壓內缸上半部，溫度較低的中壓排汽從汽缸上面排出，T8測點受大量的中壓排汽汽流冷卻，溫度最低；在整個運行過程中T6～T8各測點相互之間的最大溫差達到25 K。同理，可以發(fā)現處于相同的中壓進汽蒸汽環(huán)境下的T6*測點、T7*測點和T8*測點溫度變化趨勢基本一致，在30%滿負荷以上的運行階段，T8*測點溫度一直最低，這是因為T8測點、T8*測點處在中壓內缸上半部，但T8測點受大量的中壓排汽冷卻，其溫度最低，進而影響到中壓內缸的內部導熱，從而使得T8*測點溫度最低。由此可見，內、外缸夾層的結構流道不同造成了中壓進汽缸內、外壁各測點金屬溫差。

圖10 T6～T8及T6*～T8*測點溫度和轉速與時間的關系圖

如圖11所示，在機組停機從3 000 r/min降速時，由于沒有中壓排汽冷卻中壓內缸外表面，因而T8溫度急劇上升；由于沒有高溫的中壓進汽加熱汽缸內壁，因而T8*測點、Tc測點溫度急速降低；中壓內缸內壁通過熱傳導傳遞給外壁熱量，從停機開始后約15 min，汽缸外壁T8測點溫度上升到最高值后，汽缸外壁T8測點和內壁T8*測點的溫度同步下降。在機組盤車階段，T8測點、T8*測點溫度和Tc測點溫度同步下降，也可以看出由于通流部分汽缸壁厚大，Tc測點溫度一直高于T8*測點溫度。在開始帶負荷約160 min時，由于進汽流量增加，T8*測點、Tc測點溫度突升，T8測點溫度突降，T8測點與T8*測點的溫差加劇，在20%滿負荷時兩者最大溫差約達到170 K,后續(xù)隨著負荷波動，兩者最大溫差達到225 K。由此可見，在機組停機降速階段內、外壁溫差極速變??；在盤車階段內、外壁溫度同步下降，內、外壁的溫差基本維持在20 K；在剛開始帶負荷階段，內、外壁的溫差急速增大，在帶20%滿負荷以上的階段，內、外壁的溫差隨負荷波動，最大溫差出現在額定負荷運行階段。

圖11 T8、T8*和Tc測點溫度和轉速與時間的關系圖

3 結果及分析

額定負荷工況下的有限元溫度場計算結果見圖12和圖13。與實際滿負荷運行工況(約1 300 min時)的溫度場實測值相比，外壁T2～T8測點的溫度計算值偏高，其中T2～T5測點的溫度計算值偏高約20 K，T6～T8測點的溫度計算值偏高約60 K；內壁Tc測點和T6*～T8*測點的溫度計算值與實測值相差較小，兩者溫差在10 K內。由此可見，中壓內缸進汽腔的內壁溫度計算值與實測值擬合較好，說明經驗傳熱系數設定合理；中壓內缸進汽腔的外壁溫度計算值偏高，說明經驗傳熱系數給定值偏小。

圖12 FEA溫度場計算結果(內表面)

圖13 FEA溫度場計算結果(外表面)

為使中壓內缸進汽腔外表面的溫度計算值與實測值盡量保持一致，采用文獻[3]的方法進行迭代計算，首先利用傳熱系數經驗公式計算中壓內缸各表面的初始傳熱系數，通過有限元分析軟件，得到初始的模擬溫度場；比較各測點溫度的計算值與實測值，若兩者溫差較大，則調整相應各表面的傳熱系數進行模擬計算，一直迭代直到各測點的溫度計算值與實測值吻合(在工程設計允許溫差范圍內)。經過多次中壓內缸溫度場計算模擬，逐漸增大外表面的傳熱系數至原外表面經驗傳熱系數的2倍后，其計算結果如圖14和圖15所示。外壁金屬溫度的計算值與實測值相差在10 K以內，可認為滿足工程計算要求。雖然外表面?zhèn)鳠嵯禂翟龃?，但中壓內缸進汽腔的內表面金屬溫度受內部傳熱系數的影響，基本無變化。

圖14 迭代計算的FEA溫度場計算結果(內表面)

圖15 迭代計算的FEA溫度場計算結果(外表面)

溫度場實測值與2種方法的FEA計算值的對比如圖16所示。采用FEA經驗傳熱系數的外壁金屬溫度計算值與實測值相差較大，計算值均偏高較多；內壁金屬溫度的計算值與實測值相差較小，兩者溫差在10 K以內。采用FEA迭代傳熱系數的內、外壁金屬溫度計算值與實測值均在10 K以內，可滿足工程計算要求。

圖16 溫度場實測值與FEA計算值的對比

4 結 論

(1)電廠溫度場測試結果表明，中壓內缸進汽腔內、外壁各測點在相同的結構、相同的中壓進汽和排汽條件下，內、外缸夾層的結構流道差異對中壓內缸進汽腔的內、外表面溫度場分布有直接影響。

(2)在機組停機降轉速階段，內、外壁溫差極速變?。辉诒P車階段，內、外壁溫度同步下降，溫差基本維持在20 K；在剛開始帶負荷階段，內、外壁的溫差急速增大，在帶20%滿負荷以上的階段，內、外壁的溫差隨負荷波動，最大溫差出現在額定負荷運行階段。

(3)額定負荷工況下溫度計算值與實測值的對比結果表明，中壓內缸進汽腔各測點內壁金屬溫度計算值與實測值擬合較好，兩者溫差在10 K以內，說明傳熱系數經驗公式方法是合理的；中壓內缸進汽腔各測點的外壁金屬溫度計算值比實測值偏高約60 K，說明經驗傳熱系數給定值偏小。

(4)中壓內缸進汽腔的外壁各測點在相同的結構和蒸汽條件下，各測點之間的實測溫差相對較大，特別是在停機盤車以及低負荷工況下；后續(xù)將繼續(xù)采用迭代反算傳熱系數的方法，進一步開展各運行工況下的溫度場計算驗證工作。