抽真空對獨立外缸低壓模塊端汽封間隙的影響分析

段增輝，謝誕梅，邱 健，張立軍，歐楚雄，王 濤，沈 政

（1.東方汽輪機有限公司，四川 德陽 618000；2.武漢大學(xué)動力與機械學(xué)院，湖北 武漢 430072；3.遼寧紅沿河核電有限公司，遼寧 大連 116000）

隨著汽輪機容量增大，真空的變化越來越成為影響機組穩(wěn)定性的關(guān)鍵因素。目前大功率機組，特別是真空變化大的空冷機組、排汽面積大的核電機組已經(jīng)拋棄原來低壓內(nèi)缸落在外缸上的傳統(tǒng)結(jié)構(gòu)，而采用軸承直接落地或低壓內(nèi)缸落地結(jié)構(gòu)。其目的均是將跟通流間隙關(guān)系密切的部件與低壓外缸脫離，減小真空的影響[1-4]。

本文分析的某獨立外缸結(jié)構(gòu)的低壓模塊就是內(nèi)缸落地的典型結(jié)構(gòu)。該機型以其高效性及穩(wěn)定性得到用戶的廣泛青睞，是我國1 000 MW級核電汽輪機領(lǐng)域的主力機型。但大修時發(fā)現(xiàn)軸徑、低壓端汽封底部有磨損現(xiàn)象。汽封碰磨是汽輪機運行過程中發(fā)生的常見問題[5-7]，甚至新投運機組適當(dāng)?shù)呐瞿ヒ彩潜ＷC機組高效性的慣?，F(xiàn)象。但是必須摸清碰磨發(fā)生的時機與機理，必要時適當(dāng)處理，否則動靜碰磨也會帶來效率降低、振動異常等問題[8-10]。因此，電廠做了一系列排查工作，發(fā)現(xiàn)低壓端汽封在抽真空階段有明顯變形。為找出抽真空階段汽封間隙變化的影響因素，本文對低壓內(nèi)缸及端汽封的變形進行了有限元分析，為優(yōu)化措施的施行提供數(shù)據(jù)支撐及改進方向。

1 獨立外缸低壓模塊結(jié)構(gòu)

獨立外缸結(jié)構(gòu)的低壓模塊結(jié)構(gòu)簡單（圖1）。外缸通過水平中分面和垂直中分面分成4塊殼體，下半底部與凝汽器喉部剛性連接，軸向前后端部有環(huán)形法蘭面。低壓內(nèi)缸由1個低壓內(nèi)缸中部和兩端的排汽錐體組成，排汽錐體下半有外伸的支撐板，端部也帶有環(huán)形法蘭。低壓內(nèi)缸的支撐板軸向穿出低壓外缸，內(nèi)、外缸環(huán)形法蘭通過柔性密封環(huán)連接。柔性密封環(huán)為橡膠件，既起到外缸的密封作用，又能吸收內(nèi)外缸之間各個方向的相對位移。內(nèi)缸支承板通過若干圓墊鐵、斜墊鐵支撐在基礎(chǔ)上，軸承落在支撐板上。在支撐板前后兩側(cè)，分別布置1個死點鍵與1個導(dǎo)向鍵。低壓端汽封把在低壓內(nèi)缸排汽錐體的軸向端面上。

圖1 低壓模塊示意Fig.1 Schematic diagram of the LP module structure

由于低壓內(nèi)、外缸之間是柔性連接，外缸相對獨立。運行過程真空變化、凝汽器載荷變化等引起的外缸變形均由外缸獨立吸收，不會傳給低壓內(nèi)缸及基礎(chǔ)。而通流部件及軸承等影響通流間隙及軸系穩(wěn)定的部件全部在內(nèi)缸中，因此機組對外缸剛度的要求大大降低，起到隔絕空氣的作用即可。

2 抽真空影響定性分析及臨時措施

本文討論的抽真空是指機組實際的抽真空階段，不是僅指真空的建立，還包括建立真空伴隨的投汽封系統(tǒng)的操作。

真空建立后，低壓外缸的變形不會傳遞到內(nèi)缸，但內(nèi)缸端部的軸向端面要受真空力的作用。內(nèi)缸上下半結(jié)構(gòu)并不相同，剛度存在差異。在真空力作用下，低壓內(nèi)缸不只是軸向變形，在豎直方向也會存在彎曲變形，從而帶動端汽封間隙發(fā)生變化。

要建立真空，汽封系統(tǒng)必須投運，高溫汽封蒸汽會加熱汽封體及與其連接的排汽錐體。低壓內(nèi)缸的支撐面離低壓端汽封中心有1 500 mm的距離，受熱后排汽錐體的膨脹，也會帶動汽封體變形。

低壓缸軸承跨距8 600 mm，原設(shè)計端汽封底部間隙0.45～0.82 mm。針對投運機組已出現(xiàn)的端汽封底部碰磨情況，對后面的機組做了初步優(yōu)化：

1）在保證總間隙不變的情況下，調(diào)整汽封設(shè)計間隙，底部放大了0.17 mm；

2）修改低壓缸噴水自動投入的邏輯，在投汽封系統(tǒng)時自動投噴水，降低排汽錐體溫度。

3 有限元分析

在抽真空過程中，真空力和高溫汽封蒸汽的熱影響都能引起端汽封間隙的變化。但低壓內(nèi)缸結(jié)構(gòu)復(fù)雜，真空力和熱影響很難通過常規(guī)方法計算。為了找出影響汽封間隙的因素，驗證優(yōu)化措施的有效性，需進行有限元數(shù)值分析。本次計算用的軟件為ABACUS商用仿真軟件。此外，對已經(jīng)采取了優(yōu)化措施的某機組的排汽錐體進行了溫度監(jiān)測，作為溫度場計算的驗證條件。

3.1 計算模型

計算采用的模型包括低壓內(nèi)缸、低壓汽封體、支撐低壓內(nèi)缸的圓墊鐵、斜墊鐵等。根據(jù)分析需求，對模型進行了適當(dāng)?shù)暮喕吞娲幚怼?/p>

整個模型沿軸線對稱，因此以對稱面分割，取1/2汽缸作為計算模型。由于分析的問題不涉及汽缸的汽密性，與螺栓關(guān)系不大，忽略了水平法蘭、垂直法蘭的連接螺栓。隔板、轉(zhuǎn)子沒有實際建模，其對低壓內(nèi)缸的影響通過重力載荷方式施加。支撐板下的圓墊鐵對低壓內(nèi)缸的變形有重要影響[11-12]，為保證數(shù)值模擬的支撐板能按實際安裝情況自由變形，保留了支撐板底下的圓墊鐵、斜墊鐵及其球面副結(jié)構(gòu)。地腳螺栓與低壓內(nèi)缸沒有實際接觸，計算模型沒有考慮其影響。

整個模型總長約11 400 mm，高度約7 400 mm，寬度方向取實物1/2，約3 700 mm。

3.2 網(wǎng)格劃分

整個模型網(wǎng)格采用一階四面體單元。網(wǎng)格劃分時，兼顧計算量和計算精度，對計算重點關(guān)注的汽封體及與其把合的低壓內(nèi)缸排汽錐體端面進行了局部加密。為使網(wǎng)格數(shù)量對計算結(jié)果的影響減至最小，進行了網(wǎng)格無關(guān)性驗證。整個模型共有942 000個單元，242 596個節(jié)點。模型網(wǎng)格如圖2所示。

圖2 計算模型網(wǎng)格Fig.2 Mesh generation for the calculation model

3.3 材料特性

計算所用材料：低壓內(nèi)缸材料采用Q345-D，端汽封體、圓墊鐵、斜墊鐵材料采用Q235-B，均與機組實物材料一致。材料特性見表1。

表1 材料特性Tab.1 Material properties

3.4 計算工況及計算方法

本次計算旨在分析抽真空階段對低壓汽封底部間隙的影響。在這個過程中，分析對象受固有的重力影響，還要承受真空力、汽封蒸汽熱影響。計算分3個分析步進行：分析步1僅施加重力載荷；分析步2在重力載荷的基礎(chǔ)上加了抽真空工況的真空力載荷；分析步3又加了投軸封狀態(tài)下熱載荷。這樣通過3個分析步能分別計算出重力、真空力、汽封蒸汽熱影響這3個因素對低壓內(nèi)缸及汽封體變形的影響。其中，溫度場的計算采用穩(wěn)態(tài)熱傳導(dǎo)，計算出與實測溫度相當(dāng)?shù)臏囟确植?，作為分析?的輸入。

3.5 約束邊界條件

低壓內(nèi)缸通過斜墊鐵、圓墊鐵支撐在基礎(chǔ)上。整個計算模型豎直方向的約束設(shè)在在墊鐵座的底面，在死點健槽的遠離汽缸的端面約束軸向位移，橫向約束通過在對稱面采用對稱約束實現(xiàn)。位移約束的具體位置如圖3所示。

圖3 約束條件示意Fig.3 Schematic diagram of the constrains

內(nèi)缸與排汽錐體之間、缸體上下半之間分別通過垂直法蘭、水平法蘭綁定處理。端汽封體與排汽錐體之間綁定處理。

模型中各墊鐵座固定約束；墊鐵墊的底面與墊鐵座之間通過球面副滑動接觸，摩擦系數(shù)取0.2；內(nèi)缸的支撐板底面與墊鐵墊的頂面滑動接觸，摩擦系數(shù)取0.3。

3.6 載荷施加及計算結(jié)果

3.6.1 重力載荷

計算對象重力載荷包括低壓內(nèi)缸、低壓隔板、低壓轉(zhuǎn)子、低壓汽封體等部件的重量。汽缸和汽封體的重量由重力加速度的方式施加；隔板、轉(zhuǎn)子的重力載荷通過等效壓強分別施加在汽缸懸掛銷槽、軸承上。計算重力載荷下低壓內(nèi)缸及汽封體的變形，提取豎直方向位移結(jié)果，如圖4所示。

圖4 重力載荷下豎直方向位移云圖Fig.4 Vertical displace cloud under gravity

因為本問題關(guān)注的是端汽封在豎直方向間隙的變化，故只提取了關(guān)鍵部位豎直方向位移值，見表2。由圖4和表2可以看出：在自身重力的作用下整個低壓內(nèi)缸模塊整體下移，中間下沉，兩頭上翹；汽封體則隨著汽缸端部的變形而改變，整體下沉，遠汽缸側(cè)相對上翹。

表2 重力載荷下豎直方向位移Tab.2 Vertical displace under gravity

3.6.2 真空載荷

抽真空后，由于低壓內(nèi)缸僅2個軸向外端面暴露在空氣中，承受向內(nèi)的真空力。內(nèi)缸其余部分都包在低壓外缸內(nèi)，環(huán)境壓力相同，不受真空力影響。因此僅需通過在排汽錐體外端面施加壓力的方式實現(xiàn)真空力的加載。計算重力載荷及真空力載荷下豎直方向低壓內(nèi)缸及汽封體的變形，結(jié)果如圖5所示。同樣，取關(guān)鍵部位豎直方向位移值，見表3。

由圖5和表3可以看出：在真空載荷的作用下，整個低壓內(nèi)缸兩頭上翹的趨勢進一步加??；整個汽封體整體下沉，遠汽缸側(cè)上翹加劇。

表3 重力及真空力載荷下豎直方向位移Tab.3 Vertical displace under gravity ＆ vacuum

圖5 重力及真空力載荷下豎直方向位移云圖Fig.5 Vertical displace cloud under gravity ＆ vacuum

3.6.3 熱載荷

汽輪機的汽封系統(tǒng)在低壓模塊的作用是防止空氣漏進低壓缸，通過微正壓的高溫汽封供汽和微負壓的抽汽來實現(xiàn)密封功能[13]。供入汽封蒸汽是低壓缸和凝汽器能建立真空的前提條件。在抽真空階段，高溫軸封蒸汽的熱影響是一個必須考慮的重要因素。計算汽封蒸汽熱載荷引起的變形的關(guān)鍵在于建立與實際汽缸溫度分布相當(dāng)?shù)臏囟葓鯷14-15]。為此，在現(xiàn)場實測了汽輪機投軸封后排汽錐體的溫度分布，如圖6所示。

圖6 實測排汽錐體溫度場（℃）Fig.6 The measured temperature field of the exhaust cone (℃)

計算時，通過在軸封供汽腔室處施加熱源，對汽封體、汽缸進行熱傳導(dǎo)分析，并與現(xiàn)場實測排汽錐體溫度進行比較，獲得與實測相當(dāng)?shù)臏囟葓觯鐖D7所示。計算重力、真空力、熱載荷聯(lián)合作用下低壓內(nèi)缸及汽封體的變形，提取豎直方向位移結(jié)果云圖，如圖8所示。同樣，取關(guān)鍵部位豎直方向位移值，見表4。

圖7 計算溫度場Fig.7 The calculated temperature field

圖8 重力、真空、熱載荷下豎直方向位移云圖Fig.8 Vertical displace cloud under gravity, vacuum ＆thermal load

表4 重力、真空、熱載荷下豎直方向變形Tab.4 Vertical displace under gravity, vacuum ＆ thermal load

由圖6—圖8及表4可以看出：在高溫軸封蒸汽作用下汽封體、低壓內(nèi)缸排汽錐體被加熱，汽缸整體上抬；軸封蒸汽熱影響除了抵消真空力的下沉量外，最終導(dǎo)致低壓汽封體整體上抬，汽封遠端上翹的趨勢并沒改變。

4 計算結(jié)果分析

在重力作用下，低壓內(nèi)缸帶汽封體整體下沉，汽缸整體呈現(xiàn)中間下沉兩頭翹的變形現(xiàn)象，排汽錐體端面的傾斜帶動汽封體傾斜，遠汽缸側(cè)汽封間隙比近汽缸側(cè)汽封間隙下沉量?。ń讉?cè)下沉0.381 mm，遠汽缸側(cè)下沉0.327 mm）。在真空力作用下，汽封體整體下沉，近汽缸側(cè)下沉0.197 mm，遠汽缸側(cè)下沉0.067 mm，兩端上翹更明顯；通汽封蒸汽后，內(nèi)缸排汽錐體受熱，帶動汽封體上抬，近汽缸側(cè)上浮0.258 mm，遠汽缸側(cè)上浮0.172 mm。熱影響的上浮量與機組底部間隙實際放大量0.17 mm相當(dāng)。

安裝階段低壓內(nèi)缸模塊已經(jīng)受重力載荷影響，動靜部件的間隙是在已受重力的狀態(tài)下調(diào)整而達到設(shè)計要求的。因此安裝后機組抽真空階段汽封間隙的變化，不需要計入重力影響。在該階段間隙變化受真空壓力、軸封蒸汽熱影響。真空力使汽封體整體下沉并兩端上翹；熱影響使汽封體整體上??；2個載荷的綜合效果使汽封體整體上?。ㄆ怏w近汽缸側(cè)上浮0.061 mm，遠汽缸側(cè)上浮0.105 mm）。

計算表明，針對汽封底部碰磨問題，采取的投噴水、放大汽封間隙等措施是有效的，現(xiàn)場檢查結(jié)果也表明效果良好。抽真空后轉(zhuǎn)子狀態(tài)如圖9所示。采取2項優(yōu)化措施的機組某次抽真空試驗后的狀態(tài)表明，抽真空過程中沒有明顯的摩擦現(xiàn)象（圖9b)）。

圖9 抽真空后轉(zhuǎn)子狀態(tài)Fig.9 The turbine rotor state after vacuum raising

5 結(jié)論和建議

本文通過結(jié)構(gòu)分析及有限元分步計算，理清了抽真空階段重力、真空力、熱載荷對低壓端汽封間隙的影響，總結(jié)出以下結(jié)論和建議：

1）重力載荷下，整個低壓內(nèi)缸呈現(xiàn)中間下沉兩頭上翹的變形，但這是安裝的初始狀態(tài)，不會引起端汽封間隙的變化。

2）真空力作用會導(dǎo)致低壓端汽封底部間隙變大0.067～0.197 mm。因此真空變化并不會導(dǎo)致汽封底部碰磨。針對解決該部位的碰磨問題，沒必要增強低壓內(nèi)缸的抗真空力影響的能力。

3）軸封蒸汽熱影響會導(dǎo)致低壓端汽封底部間隙減小0.172～0.258 mm。投軸封時就自動投噴水，降低排汽錐體溫度，是解決碰磨問題的積極措施。

4）真空力與熱影響的聯(lián)合作用會導(dǎo)致汽封底部間隙減小0. 061～0.105 mm。盡管對于如此龐大的汽缸，這個變形量并不算大，但加大汽封底部間隙是必要的被動措施。因為最惡劣的工況是僅投軸封還沒抽真空的工況，間隙優(yōu)化措施實施時僅需考慮熱影響導(dǎo)致的間隙變小量。建議對后續(xù)機組在保證豎直方向總間隙不變的前提下，將底部間隙在原設(shè)計值的基礎(chǔ)上放大0.2 mm。