蒸汽透平应力计算中容易忽视的几个问题探讨

康晟峰，孙行之

（中石化上海工程有限公司，上海 200120）

常见的转动机器主要有汽轮机、离心式压缩机和离心泵，当管道受到膨胀或收缩的影响时，对其所连接的转动机器将产生作用力[1]。特别是蒸汽透平，由于运行时温度高，转速快，为了保证设备运转平稳，对于管口受力有着非常严格的要求。在运用CAESAR II 对蒸汽透平进行理论计算校核时，一些问题的忽略往往会导致理论计算结果与设备实际运行情况不一致，导致设备及管道在安装和运行过程中遇到问题。本文主要针对蒸汽透平理论计算中容易忽略的几个问题进行阐述和探讨。

1 设备安装温度对应力计算的影响

对于蒸汽透平，供货商会给出管嘴的热位移（表1）及设备管嘴的许用外载荷标准。根据ASME B31.3[2]的规定，管道反作用力的大小是由管道最高（最低）温度与安装温度之间的代数差值决定的。表一为宁波镇海某环氧乙烷装置蒸汽透平的管嘴热位移参数，其中标注出了蒸汽透平在两种不同安装温度下对应的不同热位移数值。从表1中可见对于不同的安装温度，管嘴热位移数值是有差异的。为了减少敏感设备的管嘴外力，管嘴热位移的数值和方向是支架设置的重要参考条件之一，这就要求在进行应力计算时，管道的安装温度设置应该与设备的安装温度一致。

表1 某装置汽轮机管口热位移参数Tab.1 Typical turbine nozzle thermal movement data

以位于沙特的某空分装置为例，根据业主规范要求，对于热管道，管道的安装温度应该取值环境最低气温0 ℃，然而设备供货商给出的管口热位移数值和方向的计算是基于20 ℃的安装温度。为了统一安装温度，对业主规范所规定的管道安装温度提出了偏离申请，将管道理论计算的安装温度修改为20 ℃，并附加额外安装条件，当管道与设备相连接时，环境温度应该接近20 ℃，不得在极端低温或高温的气候下将管道与设备进行最终连接。在现场施工安装连接设备管嘴时，要求完全符合安装温度标准，则限制因素较多，但在API 686[3]章节4.53中也有相关规定，规范中要求，当管道与转动设备最终连接时，环境温度与设备安装温度的差值应该在10 ℃以内。从设备理论应力计算角度考虑，就是设备、管道安装温度的取值应该一致，对于现场实际施工而言，安装温度与理论安装温度的差值需要控制在10 ℃以内。

2 管口无应力安装的要求与理论应力计算校核方法

对于蒸汽透平，由于操作温度高，转速较快，对管口外载荷有着非常严格的要求。为了减少管口载荷，弹簧支架的设置往往不可避免，在管口无应力安装过程中，对于柔性支架的处理需要额外注意。在API 686章节4.54中则明确规定了在管道无应力安装施工过程中，弹簧的定位销必须处于安装锁定状态，不得移除。此时弹簧支架等同于一个刚性可调支架，通过旋转荷重柱调整弹簧高度达到调整管道的目的。

API 686明确规定了管道管嘴无应力安装的施工要求，为了在理论计算时模拟真实的管嘴无应力安装状态，在CAESAR II中，需要将所有的弹簧设置为刚性支架。在工况编辑器中将冷态SUS下的弹簧刚度一栏设置为“刚性”（表2），用以将弹簧支架模拟为刚性支架。

表2 CAESAR II 工况编辑器示例Tab.2 Load case editor for CAESAR II

对于法兰平行度的校核，则需要在法兰节点处增加法兰半径长度的“刚性件”用以读出法兰边缘在冷态（SUS）下的位移值，同时释放掉管嘴处的约束。对于法兰平行度的具体数值要求，则在API 686及SH3501[4]中都有提及，具体见表3、表4。管嘴对中度具体校核方法主要是读取CAESARII 管道模型法兰面上第10，20，30，40点的冷态位移数值，然后根据表5的要求进行校核比对。

表3 API 686 4.63中自由状态下法兰密封面平行偏差Tab.3 The flange face parallel demand on API 686 4.63

表4 SH 3501 中自由状态下法兰密封面平行偏差、径向偏差及间距允许值Tab.4 The flange face parallel and radial deviaiton demand on SH 3501

表5 设备管嘴对中度校核表Tab.5 Vessle nozzle flange alignment check table

3 无应力安装完成后动设备管口受力问题

在动设备管嘴对中完成，法兰螺栓连接完毕，此时理论上管嘴上的外载荷为零。在装置运行前，弹簧的定位销需要移除，此时弹簧产生的反作用力则会作用于管道，此时管嘴受力应该与理论计算中冷态下的载荷相一致。表6为CAEASR II中某环氧乙烷装置蒸汽透平超高压蒸汽进口的管嘴受力表，其中工况7 （SUS）为管道在冷态下的管口载荷，其中包含了弹簧支架在定位销移除后产生的反作用力的影响。工况9 （EXP） 则为管道因温度变化热膨胀引起的反作用力值，两个工况载荷代数和即为设备运行时管嘴实际受力，即工况4（OPE）时的载荷。

表6 典型的蒸汽轮机管口外载荷工况Tab.6 Tyipical external loads for steam turbine

图1 CAESAR II 计算模型法兰面节点Fig.1 Flange node model in CAESAR II

由于汽轮机对管口外载荷有着非常严格的要求。如果设备供货商无特别规定，设备的管嘴外载荷校核标准一般按照NEMA SM23[5]或API 617[6]执行。在NEMA SM23和API 617 校核规则中，不光限制了每个管嘴的许用载荷，对于各个管嘴产生的力和力矩，还需要统一汇总到设备的“合成点”进行整体分析，其本质是管嘴的外载荷会导致管嘴及设备壳体的形变或位移，壳体的变形或过量位移会导致设备的转动轴发生偏移，在设备运行时引起轴的对中度下降，进而造成设备振动超标等故障。

在API 686中明确定义了动设备轴的对中度偏差不得大于0.002 in，对于此定义，并没有明确说明是在什么工况下的测量数据，但有一点是明确的，只要管嘴存在外载荷，机壳上产生不平衡的外力和外力矩，机壳都将产生形变或位移（见图2蒸汽透平外形图）。所以对于敏感转动设备的理论校核来说，不但要校核设备操作时的外载荷，对于管道在冷态下的管口外载荷同样要进行复核。根据前文所述，管道冷态时的载荷和温度变化引起的反作用力的代数和即为设备实际运行时的载荷，那就会存在热膨胀反力和冷态受力相互抵消的情况，会导致理论计算设备操作态载荷非常小，校核可以通过的错觉。然而在管道无应力安装对中完成后，弹簧定位销移除，管道冷态下的作用力仍然有可能引起机壳的变形导致轴对中超标，在设备进行盘车检查时同样会引起卡死等问题。

图2 典型的蒸汽透平外形Fig.2 Typical turbine shape drawing

4 管道支架重量

在运用CAESARII进行管道应力分析计算时，管道的支架点是作为一个逻辑点在计算模型中进行表示的，支架的实际重量并没有在模型中被考虑，对于普通小管径管道而言，支架重量相比管道重量来说占比很小，在计算中忽略造成的影响较小。但对于敏感动设备相连的管道而言，考虑支吊架重量对提升理论计算和实际运行一致性有着至关重要的影响。

以某环氧乙烷装置汽轮机进口DN 300超高压蒸汽管道为例，由于管道温度较高，往往采用隔热管托以隔绝管道热量传递对下部支架和钢结构强度产生的不利影响。DN 300隔热管托重量高达170 kg，即使采用非隔热的吊架，考虑到管夹在高温下的强度要求，管夹的厚度也会增加，其重量达到50 kg左右，该重量远高于普通管道管夹的重量。在汽轮机管口附近的支架往往采用弹簧支架，如果不考虑管架重量，弹簧的载荷选型将会偏小，在管道无应力安装完成拆除定位销后由于弹簧偏小的反作用力，管口实际载荷会和理论计算有区别，对蒸汽透平这种精密转动设备而言，1 700 N的偏差往往会导致实际管口载荷的超标。

5 结论

蒸汽透平作为敏感转动设备，其实际安装运行是否平稳取决于理论计算准确度、施工安装等一系列问题。对于安装温度，首先是理论计算中设备的安装温度与管道的安装温度应该统一，其次是施工时的安装温度应该接近理论安装温度；对于动设备管嘴的无应力对中安装要求，理论计算中无应力对中校核方法应该与正确的施工方法相吻合，理论校核同时也为无应力对中施工进行保障，避免管道因走向及支架设置不合理导致的无应力对中困难。同时在理论计算中，管嘴冷态受力与热态受力、管道附加重等问题也应一并考虑。以上措施保证了理论计算、施工、设备真实运行状态的统一连贯性，进一步提高了理论应力计算的仿真度。