600MW超临界汽轮机高压内缸开裂原因分析及修复

600MW超临界汽轮机高压内缸开裂原因分析及修复
任 平   华能上海石洞口第二电厂
摘  要：本课题就华能上海石洞口第二电厂600MW超临界汽轮机高压内缸开裂原因分析研究，通过对缸体开裂原因的分以及相关试验，提出了汽缸修复的工艺措施，并应用于实际。通过该项目实施后几年来的实际运行验证，项目对汽缸体开裂的原因分析是科学的、正确的，依据分析和各项试验作出的缸体开裂修复方案和措施实施是合理的、安全的。研究得出的主要结果有：
（1）确切的结构尺寸，实际的运行数据，详细的热力计算，全面的传热计算，为600MW超临界汽轮机高压内缸温度场和热应力场的有限元计算和安全性分析，奠定了坚实的基础，提供了科学的依据。
（2）600MW超临界汽轮机高压内缸的二维有限元计算力学模型对汽缸结构做了简化，计算结果可要用来分析汽缸开裂部位局部结构改变后应力的变化规律。从稳态温度场和应力场的有限元计算结果可以发现：（a）与原设计结构相比，1号机裂纹深10mm，2号机裂纹深5mm，若不做处理，应力成倍增长。这表明，检修中采取车削裂纹的措施，对降低应力有一定作用；这也说明开裂后，应力增大，使得1号机的裂纹才能从工程裂纹（长0.3～0.5mm，深0.1～0.15mm）扩展到10mm的深度；2号机裂纹深5mm，可能是由于2号机的累计启停次数比1号机少（1号机72h试运前发生MFT跳机85次，2号机72 h试运前发生MFT跳机26次）。（b）2号机车削裂纹后，与不车裂纹情况相比，应力有所下降；但与原结构相比，应力还是增加的，其原因在于裂纹车削过窄，顶部圆角2.75mm仍有应力集中。（c）补焊后，车成大圆角，在焊接工艺不产生有害的热影响区、焊缝与母材的材质完全相同的前提下，应力降幅明显。
（3）600MW超临界汽轮机高压内缸三维有限元计算力学模型，结构复杂，计算工作量巨大，计算结果可要用来分析内缸开裂原因和安全性。从稳态应力场和冷态启动应力场的计算结果可以发现：（a）沿圆周方向，开裂部位应力大小并不相同；在结构有突变部位的附近，如进汽管、搭脚、防转靠山和中分面法兰等部位，应力比较大。（b）在冷态启动过程，原设计结构和车削裂纹后结构，都有某些时刻热应力远高于屈服极限，会造成大的寿命损耗引起开裂并导致裂纹扩展。（c）2号机高压内缸红套环A附近开裂部位车削裂纹后，与原设计结构未开裂情况相比，在7200秒（应力最大时刻）应力增大约62.19％。
（4）根据阶段研究结果，初步分析认为：（a）600MW超临界汽轮机高压内缸原设计结构开裂和裂纹扩展的主要原因，是原结构设计尖角造成应力集中、瞬态热应力过大所致。（b）2号机车削裂纹后，常规强度分析是安全的，但裂纹失稳扩展分析是不安全的，应当引起有关人员的关注。
（5）根据项目研究成果，确定了两个修复方案，并就两个方案实施的利弊以及需要注意的问题予以了阐述。
关键词：汽轮机 高压内缸开裂 有限元
1 概况
（1）华能上海石洞口第二电厂1号和2号是ABB公司进口的600MW超临界汽轮机，1号机1992年6月投运，2003年2月计划检修中，发现高压内缸的调节级区域的外表面临近红套环A部位发生整圈圆周向裂纹，裂纹位于过渡圆角处，裂纹深度约为5mm~10mm，裂纹扩展方向与内缸外表面约呈 。汽轮机的高压内缸属于汽轮机的耐用件，根据国外资料，两班制调峰运行寿命约为20万小时（约30年），非两班制调峰运行寿命约为27万小时（约40年）。该汽轮机从投运至发生裂纹累积运行小时约为7万小时（约10年）。因此，该汽轮机高压内缸的使用时间远未达到设计的寿命，为什么会产生裂纹？分析该汽缸产生裂纹的主要原因，对于防止该汽轮机高压内缸重复产生裂纹具有重要的现实意义 。
（2）2003年2月，电厂组织有关专家召开了专题讨论会，共同商定采取临时补救措施，车去汽缸外表面整圈圆周向裂纹，消除该汽缸外表面整圈裂纹后，继续投入运行发电。2005年3月，2号机揭缸检修，发现相同部位产生整圈裂纹，裂纹深度3mm～5mm。检修中采取的措施是车削裂纹，车削深度约为5mm，车削底部圆角半径约为2.75mm，检修后继续投入运行。到2005年10月，1号机检修后投入运行发电已有2年半，2号机检修后投入运行也有半年。人们关心车掉裂纹后，汽缸能否安全运行？为确保汽轮机安全运行，还应采取什么措施？分析车掉裂纹后的安全性也是该汽轮机高压内缸的安全运行的一项重要工作。
2计算分析
2.1 高压缸温度场和热应力场计算
2.1.1 二维有限元计算力学模型
以整个内缸建立有限元计算的力学模型，把搭脚、进汽管、防转靠山和中分面螺栓法兰等简化，采用二维轴对称计算模型。内缸安装静叶部位承受静叶表面与蒸汽对流换热传来的热载荷，红套环部位承受蒸汽与红套环传热的热载荷。隔热罩内的汽缸外表面和红套环承受辐射热载荷；内缸的其他内表面和外表面承受蒸汽与汽缸表面的对流换热。汽缸内表面和外表面承受对应的通流部分蒸汽压力，喷嘴室承受调门后蒸汽压力，红套环部位承受红套环的过盈紧力。对于超临界600MW汽轮机高压内缸开裂部位密分网格，其余部位自动化分网格。相对三维有限元计算力学模型，该二维有限元计算力学模型有所简化，但计算的热载荷和力载荷与三维力学模型相同，计算结果可用来比较高压内缸开裂部位局部结构变化后应力的变化趋势，对于指导工程实践有参考价值，可以提供技术依据。
使用二维有限元模型，主要用来分析稳态工况下，内缸调节级部位外表面红套环A附近开裂部位不同结构的应力计算结果。主要计算结果有：
（1）原设计结构的稳态综合应力场计算，该关键部位的最大应力为220.95 MPa；
（2）模拟0.5mm（宽）×5mm（深）的全周裂纹的稳态综合应力场计算，该部位的最大应力为294.71 MPa；
（3）模拟0.5mm（宽）×10mm（深）的全周裂纹的稳态综合应力场计算，该部位的最大应力为418.20 MPa；
（4）2号机现用的车削裂纹的圆角方案的稳态综合应力场计算，该部位的最大应力为243.79 MPa；
（5）挖R05圆角方案的稳态综合应力场计算，该部位的最大应力为211.66 MPa；
（6）挖R10圆角方案的稳态综合应力场计算，该部位的最大应力为181.25 MPa；
（7）补焊至R05圆角方案的稳态综合应力场计算，该部位的最大应力为157.84 MPa；
（8）补焊至R10圆角方案的稳态综合应力场计算，该部位的最大应力为120.86 MPa；

图1 二维有限元计算结果
由以上计算结果可以得出：原设计结构没有圆角造成了应力偏大，出现裂纹后，应力倍增。
2.1.2 三维有限元计算力学模型
按ABB超临界600MW汽轮机高压内缸的实际结构建立三维有限元计算的力学模型，内缸的进汽管、喷嘴室、搭脚（支撑块）、防转靠山和中分面螺栓法兰以及各部位尺寸均取实际的结构尺寸。内缸安装静叶部位承受静叶表面与蒸汽对流换热传来的热载荷，红套环部位承受蒸汽与红套环传热的热载荷。隔热罩内的汽缸外表面和红套环承受辐射热载荷；内缸的其他内表面和外表面承受蒸汽与汽缸表面的对流换热。汽缸内表面和外表面承受对应的通流部分蒸汽压力，喷嘴室承受调门后蒸汽压力，红套环部位承受红套环的过盈紧力。对于超临界600MW汽轮机高压内缸开裂部位密分网格，其余部位自动化分网格。
共建立两个高压内缸三维有限元计算的力学模型，两个模型的主要差异是：第一力学模型为ABB原设计内缸结构，计算结果用来分析裂纹产生的原因；第2个力学模型为按2005年3月检修中2号机车削整圈裂纹，挖出5mm深、底部2.75mm圆角的挖槽方案建立的三维有限元计算力学模型，计算结果用来分析车削裂纹后汽轮机高压内缸的安全性。
采用ANSYS有限元综合分析软件计算高压内缸的温度场和应力场。ANSYS软件是美国ANSYS公司研制的大型有限元分析商用工程软件，具有多物理场仿真（结构分析、热分析、流体分析、电磁分析、声学分析和耦合场分析等）功能，该软件在美国GE、WH、EPRI、德国VGB和日本电力行业已广泛使用。








图2高压内缸开裂部位示意图
600MW超临界汽轮机高压内缸三维应力场有限元计算结果表明，在汽轮机开裂部位的圆周方向，各节点应力并不相同；在靠近进汽管、搭脚、防转靠山和中分面螺栓法兰等部位，结构突变，热应力比较大，本项目计算只给出这些应力较大部位的应力计算数值。
600MW超临界汽轮机高压内缸外表面开裂部位Ⅰ处应力数据汇总节点如图3所示，开裂部位Ⅱ处应力数据汇总节点如图4所示，开裂部位Ⅲ处应力数据汇总节点如图5所示。

      图3.高压内缸外表面红套环A附近应力场计算数据汇总节点位置示意图
节点A：开裂部位Ⅰ处靠近汽缸中分面螺栓法兰区域应力比较大的节点；
节点B：开裂部位Ⅰ处靠近搭脚区域应力比较大的节点；
节点C：开裂部位Ⅰ处靠近4号进汽管区域应力比较大的节点；
节点D：开裂部位Ⅰ处靠近防转靠山区域应力比较大的节点；
节点E：开裂部位Ⅰ处靠近1号进汽管区域应力比较大的节点；
节点F：开裂部位Ⅰ附近无突变结构的节点（应力小，用于比较）。


图4.高压内缸外表面红套环M附近应力场计算数据汇总节点位置示意图
节点A：开裂部位Ⅱ处靠近汽缸中分面螺栓法兰区域应力比较大的节点；
节点B：开裂部位Ⅱ处靠近搭脚区域应力比较大的节点；
节点C：开裂部位Ⅱ处靠近4号进汽管区域应力比较大的节点；
节点D：开裂部位Ⅱ处靠近防转靠山区域应力比较大的节点；
节点E：开裂部位Ⅱ处靠近1号进汽管区域应力比较大的节点。




图5 高压内缸搭脚根部应力场计算数据汇总节点位置示意图
节点A：开裂部位Ⅲ处搭脚根部靠平衡鼓轴封侧应力比较大的节点；
节点B：开裂部位Ⅲ处搭脚根部靠排汽侧应力比较大的节点；
节点C：开裂部位Ⅲ处搭脚上表面根部应力比较大的节点。
    瞬态应力场和稳态应力场的计算结果，应用于超临界600MW汽轮机高压内缸低周疲劳寿命计算。
2.2 应力计算分析小结
2.2.1 汽轮机高压内缸的二维有限元计算力学模型对汽缸结构做了简化，计算结果可要用来分析汽缸开裂部位局部结构改变后应力的变化规律。从稳态温度场和应力场的有限元计算结果可以发现：
● 与原设计结构相比，1号机裂纹深10mm，2号机裂纹深5mm，若不做处理，应力成倍增长。这表明，检修中采取车削裂纹的措施，对降低应力有一定作用；这也说明开裂后，应力增大，使得1号机的裂纹才能从工程裂纹（长0.3～0.5mm，深0.1～0.15mm）扩展到10mm的深度；2号机裂纹深5mm，可能是由于2号机的累计启停次数比1号机少（1号机72h试运前发生MFT跳机85次，2号机72 h试运前发生MFT跳机26次）。
● 2号机车削裂纹后，与不车裂纹情况相比，应力有所下降；但与原结构相比，应力还是增加的，其原因在于裂纹车削过窄，顶部圆角2.75mm仍有应力集中。
● 补焊后，车成大圆角，在焊接工艺不产生有害的热影响区、焊缝与母材的材质完全相同的前提下，应力降幅明显。
2.2.2 高压内缸三维有限元计算结果可要用来分析内缸开裂原因和安全性。从稳态应力场和冷态启动应力场的计算结果可以发现：
● 沿圆周方向，开裂部位应力大小并不相同；在结构有突变部位的附近，如进汽管、搭脚、防转靠山和中分面法兰等部位，应力比较大。
● 在冷态启动过程，原设计结构和车削裂纹后结构，都有某些时刻热应力远高于屈服极限，会造成大的寿命损耗引起开裂并导致裂纹扩展。
● 2号机高压内缸红套环A附近开裂部位车削裂纹后，与原设计结构未开裂情况相比，在7200秒（应力最大时刻）应力增大约62.19％。

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2012-2-4 18:55 上传

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