汽轮机隔板挠度的计算研究

王振锋，曾娅，黄果，徐晓康，孙伟，米斌

(东方汽轮机有限公司，四川 德阳，618000)

0 前言

隔板是汽轮机的重要部件之一。随着汽轮机行业的发展，提高汽轮机热经济性变得越来越重要。减小静叶片在机组轴向上的宽度[1]，从而减小汽流在静叶片中的型面损失，可在一定程度上对提高机组经济性有所帮助。因此，减小隔板汽道损失，提高机组高能效运行，就必须解决隔板的挠度和应力问题。定量分析隔板的应力状态和变形，并以此来指导结构设计，就具有十分重要的现实意义。

1 隔板结构

隔板是一个外圆支撑，直径自由，受力情况极为复杂，具有内孔的半圆板[2]。如图1所示，隔板分为上下半，分别是由内环、外环、静叶以及隔板汽封圈和径向汽封齿组成。中分面处由连接螺栓紧固，隔板底部由定位键结构约束，隔板沿周向方向转动。

隔板静叶和隔板内环、外环之间采用真空电子束焊接，焊缝的质量决定其连接刚度，通常情况下，隔板很难完全达到成为一个整体的要求，因此，将隔板内外环与静叶作为隔板整体分析计算时，需要同时加大安全系数[3]。

根据隔板的结构和受力特点，在有限元分析中，可取其上半或下半的一部分进行建模分析[4]。

图1 隔板受力简图

2 ANSYS力学模型

本文对某200 MW机组的第3、5、8、12和16级共五级隔板分别做了ANSYS计算，其中第3、5级属分流直叶栅，第8、12级属直叶栅，第16级属扭叶栅。隔板均是由两种材料组成，材料特性利用板体和静叶在工作温度下弹性模量和泊松比，所研究的隔板材料及工作温度参数见表1。

表1 隔板材料的物理性能表

2.1 位移边界条件

（1）出汽侧外环与汽缸贴合面加固定约束；

（2）在 A 面（见图 3～图 8）设置对称约束。

2.2 载荷加载条件

（1）进汽侧外环、内环和隔板汽封圈加级前后压差Δp，假定隔板前后温差Δt=0；

（2）各静叶片的载荷加载考虑斜切喷管模型[5]见图2，考虑机组多为有一定反动度的冲动式机组，蒸汽的膨胀基本在静叶栅中完成，假定在区域ABCD中静叶内弧与背弧之间压差为0，蒸汽流过截面CD后在静叶片的内弧与背弧之间形成的压差为隔板级前后压差Δp；

图2 静叶片斜切喷管模型

（3）假定每个隔板汽封齿前后压差Δp1=…=Δpi=…=Δpn=Δp/n，n为隔板汽封圈中汽封齿数。

运用solid单元划分网格，且每个模型均含有单元数量不少于40万个，在网格质量保证了计算精度的情况下进行求解计算。

3 计算结果及分析

运用上述边界条件和载荷加载方法，利用ANSYS 10.0计算，得出隔板变形及mises应力，变形及mises应力分布云图分别如图3～图8所示。

图3 第3级隔板变形图

图4 第3级隔板应力分布云图

图5 第12级隔板变形图

图6 第12级隔板应力分布云图

图7 第16级隔板变形图

图8 第16级隔板应力分布云图

另外，本文用常规计算方法对隔板的最大挠度值进行了计算，并与ANSYS计算结果一起与隔板挠度试验值进行比较，结果如表2所示。

表2 隔板挠度试验与计算结果最大挠度值比较表

对比表2数据得出：

（1）ANSYS计算和常规计算值均大于实验值，ANSYS计算结果和试验结果基本吻合，除叶片相对较长的第12级和第16级之外，其余测点的误差均小于5%，在工程许可范围内，这说明计算过程中对隔板的模型假设，边界条件的建立是合理的，且计算结果能正确反映隔板的受力状况。

（2）与ANSYS计算相比，分流直叶栅隔板挠度的常规计算结果与试验值有很大偏差，这是因为在常规计算中只能用两种静叶片中的其中一种参与计算，低估了隔板的真实强度。

（3）由隔板变形图和应力分布云图可看出，隔板最大变形发生在水平中分面附近的汽封齿处，最大应力发生在隔板内外环叶片的出汽侧，靠近中分面附近的几支叶片的边缘叶根或叶顶的出汽边处。另外，如图4所示，外环出汽侧与汽缸贴合处的应力也应引起重视。

4 结论

经计算分析表明，200 MW机组隔板挠度最大值发生在水平中分面的隔板汽封齿处；应力最大值发生在靠近中分面边缘叶根和叶顶的出汽边处，挠度小于限定值，应力小于许用值。因此，按照安全判别标准，隔板设计完全符合要求。有限元的计算结果同实验值相吻合，这说明在利用ANSYS 10.0对隔板挠度进行分析时，采用以上的假定边界条件可以模拟隔板的真实工作状态。