超超临界机组高压筒形缸结构高温蠕变研究

陈铁宁，尹华劼，尹刚，朱熹

（东方汽轮机有限公司，四川 德阳 618000）

0 引言

随着汽轮机技术以及材料技术的发展，汽轮机进汽参数不断提高，在提升机组经济性的同时，也使得高温构件蠕变失效问题越来越受到重视。东方汽轮机自主研发的135 MW超超临界、一次再热发电机组额定进汽参数已达到24.2 MPa/600 ℃/600 ℃，因此高压内缸的蠕变强度是设计过程中需重点关注的安全可靠性问题之一。在机组运行过程中，高压内缸长期处于高温、高压的蒸汽环境，综合各种机械载荷及温度载荷导致缸体以及紧固件结构的蠕变效应非常明显，在结构方案设计过程中需重点关注[1]。

近年来，国内外专家学者对内缸的高温蠕变特性进行了诸多研究。对于红套环样式的筒形缸结构，刘东旗等[2]对内缸强度进行了理论研究，赵仕志等[3]基于线性损伤理论，并结合L-M法建立了红套环蠕变损伤的一般形式。胡怡丰等[4]对超超临界中压内缸的高温蠕变强度进行了研究。笔者[5]在超超临界一次再热发电机组中压内缸设计时，考虑蠕变松弛效应后，就再热蒸汽温度对汽缸密封性的影响进行了研究。

本文以东方汽轮机新研发的超超临界一次再热发电机组高压内缸为研究对象，采用有限元法，对高压内缸20 万h稳定运行工况下的蠕变行为进行了分析，得到了缸体蠕变发生的关键位置的蠕变应力及应变值，同时还分析了10 万h内紧固件蠕变松弛对汽缸中分面密封性能的影响。

1 高压内缸计算模型

随着大功率汽轮机组参数的不断提升，高压内缸这类承受高温、高压差的大型静子部件设计难度也随之增加。特别是传统水平结构样式的汽缸在启动、停机及变工况时，局部会产生较大的热应力，从而产生塑性变形，影响安全运行。经过大量的技术攻关，东方汽轮机2011年开始进行了筒形缸结构研发，然后在多个项目中广泛投入使用，并取得了良好的工作业绩。135 MW超超临界一次再热发电汽轮机高压内缸采用红套环样式筒形缸结构，高压额定进汽参数约为24.2 MPa/600 ℃，内缸设计为红套环样式筒形缸结构，采用下部水平对冲进汽。

1.1 热传导及热固耦合理论分析

稳态热传导方程有限元矩阵公式如下[6]：

式中：KT为热传递矩阵；φ为温度向量；T为温度载荷向量。KT和T中的元素可以写为：

汽缸上、下半部分在螺栓紧力的作用下，通过中分面接触。由于中分面加工粗糙度高，接触紧密，从而保证了良好的热传导性。在计算时应取合适的接触热传导系数，以模拟中分面的良好传热。

求解出汽缸的温度场分布后，相应的热应力计算公式为

式中：ε0为温度应变，ε0=β（φ－φ0）［1 1 1 0 0 0］T；β为线膨胀系数；φ为计算的汽缸温度场；φ0为初始温度场。

1.2 高温蠕变的本构模型

蠕变是一种在温度、载荷作用下与时间及材料特性有关的塑性变形的过程，金属材料在高于其1/3熔点时，蠕变现象较为明显。典型的蠕变过程一般可分为3个阶段，由于第3阶段时间很短，所以在汽轮机的静子部件蠕变的有限元计算分析中，通常考虑前2个阶段蠕变行为。蠕变变形一般可写作上述几个影响因素的函数：

在各蠕变本构方程中，最具代表性、应用最广的是Norton-Bailey方程。该方程的等温条件表达式为

式中：ε˙c、σ、t为材料蠕变应变速率、应力和时间；B为与温度有关的材料常数；n为应力指数；m为小于1的常数。

正是由于该方程结构简单、参数少，所以在实际工程应用中使用最为广泛[7]。蠕变特性可分为单轴状态与多轴状态两方面，单轴特性为研究多轴特性提供了基础，汽缸结构受力复杂属于多轴状态。

1.3 有限元模型

以图1所示的高压内缸模型为研究对象，对局部结构特征进行模型简化，采用接触算法。缸体单元类型为二阶四面体，红套环及螺栓采用一阶六面体单元，对关键位置进行加密，经过网格无关性验证后，最终的节点计算规模约为128万，如图2所示。

图1 东方超超临界一次再热发电机组高压内缸有限元模型示意图

图2 高压内缸有限元网格模型

高压内缸有限元模型施加的力的边界条件包括了螺栓预紧力载荷、缸体及其内部静叶等的自重、蒸汽压力载荷、温度载荷。采用ABAQUS软件对汽缸-红套环-螺栓系统在多物理场耦合作用下的蠕变作用进行了仿真分析，根据汽轮机设计、运行、检修特点，蠕变分析的时长按20万h考虑。

2 计算结果与分析

2.1 高压内缸稳态温度场计算结果

高压汽缸的蠕变主要受长期稳定运行工况下温度、热应力等的影响，因此需要得到温度场分布结果。进行稳态温度场传热计算时，高压内缸内外壁的换热施加第三类热边界条件，由于缺乏高压内缸内部各表面换热系数的实测值，故采用文献[8]所推荐的经验公式。图3为高压筒形内缸额定负荷稳态工况下的温度场分布云图。一般来说，高合金耐热钢的工作温度超过480 ℃时必须考虑蠕变问题[9]。从图3可知，稳态工况时高压内缸最高温度为599.6 ℃，位于进汽腔室内壁，且大部分内壁通流区域工作温度超过了480 ℃，因此对其蠕变强度的校核是十分必要的。

图3 稳态工况时高压内缸温度场计算结果

2.2 高压内缸应力场计算结果

高压内缸稳态工况时的缸体应力计算结果如图4所示，最大应力为367 MPa，位于进汽腔室靠近轴封侧的圆角位置（A位置），另外进汽腔室内壁也存在一定的应力集中（B位置），整个内缸应力小于材料工作温度下的屈服强度，整体处于弹性变形范围内，未达到屈服状态。

图4 稳态工况时高压内缸应力场计算结果

图5给出了高压内缸蠕变20 万h过程中不同时刻的应力分布结果，20 万h后蠕变应力最大位置同样位于A处，该位置由蠕变初始时刻与结束时刻的应力变化最大，是蠕变应变变化的关键位置，从图6的20 万h后蠕变应变计算结果也很好地印证了这一点。其余关键位置的蠕变结果如表1所示，高压内缸20 万h后的最大蠕变应变为0.88%。

图5 高压内缸蠕变20 万h应力场计算结果

图6 高压内缸20 万h蠕变应变计算结果

ASME规范规定，沿厚度平均的蠕变应变应小于1%，沿厚度等效线型分布引起的表面蠕变应变应小于2%，局部应变应小于5%。有限元计算应变结果属于局部应变。该规范中高温部件蠕变评判规范没有考虑多轴应力状态对蠕变损伤的影响，而且汽轮机缸体部件实际受力情况属于多轴应力的蠕变应变，需要考虑多轴蠕变的Cocks与Ashby系数，对于高压内缸对应的多轴许用蠕变应变按2%考核能够满足工程需求[10-11]，因此高压内缸考虑蠕变的刚度和强度是合格的。

蠕变效应对高压内缸密封性的影响：汽缸本体的蠕变使得中分面应力分布发生变化，这会影响汽缸中分面密封性，与此同时，红套环及螺栓也在发生蠕变，初始时的安装紧力随着运行时间的累积会发生松弛，进而也导致内缸密封性能下降，图7为1#、2#、3#红套环（如图1）及螺栓应力随时间变化曲线。从曲线中可以看出，1#红套环及螺栓应力下降最快，这主要是其工作温度相对较高、蠕变速率较快导致的。

图7 高压内缸紧固件应力随时间变化曲线

图8给出了蠕变初始和结束时刻的高压内缸中分面接触压力计算结果，可以看出，机组连续运行10 万h后（约1个大修周期），中分面接触压力仍能保证密封要求，不存在发生漏汽。受蠕变效应的影响，中分面最大接触压力由283 MPa降低至219 MPa，接触压力分布也发生了重新分配。中分面沿轴向路径上的平均接触压力计算结果如图9所示，该结果显示高压内缸在蠕变时间内，接触压力下降范围相对较低，同时这也表明螺栓、红套环存在轻微的蠕变变形，究其原因主要是夹层蒸汽温度受排汽影响，影响红套环及螺栓温度而产生的。

图8 高压内缸中分面接触压力计算结果

图9 不同蠕变时刻高压内缸中分面接触压力计算结果

3 结论

1）稳态工况时，高压内缸整体应力水平小于材料工作温度下的屈服强度，未进入屈服状态。高压缸缸体内部通流区域，特别是进汽位置的金属温度已进入蠕变温度范围，必须考虑蠕变强度校核。考虑20 万h长期稳定运行后，内缸外壁进汽腔室两侧圆角位置蠕变应变最大为0.88%，小于多轴许用蠕变应变2%，证明高压内缸高温应变强度设计满足校核标准。

2）蠕变效应对高压内缸的密封性有重要的影响。除缸体蠕变外，长时间稳定运行使得红套环、螺栓也发生了不同程度的蠕变松弛。其中1#红套环紧力松弛较快，10万h后高压内缸中分面内壁有完整密封带，沿轴向路径的剩余接触压力仍旧可以满足密封所需的紧力，整个高压内缸结构密封性良好，不存在泄漏。