高压内缸螺栓安全可靠性研究与机组检修间隔探讨
刘启民
神华国华（北京）电力研究院有限公司
摘要：文章通过对亚临界机组高压内缸的受力情况分析，对内缸密封螺栓强度与应力进行有限元计算，借鉴同型机组高压内缸螺栓故障原因与螺栓材料性能分析，根据螺栓材料实际运行工况下持续强度与应力以及高温蠕变的曲线趋势，分析了螺栓应力变化对内缸密封安全可靠性的影响，并对机组检修间隔优化提供了参考依据。
关键词：高压内缸载荷应力持久强度高温蠕变
上海汽轮机厂引进型亚临界600MW机组国产化后，机组安全可靠性有了很大提升，国华17台亚临界机组几年的运行情况已经证明了该机型的安全性能。随着机组安全可靠性的增加，对降低机组的检修维护费用，特别是该型机组的大修间隔最佳时机以及能否适当延长，值得研究与证明，且意义重大。
1 汽轮机大修的依据
机组是否大修是由机组的安全可靠性以及经济性来决定的，汽轮机的安全可靠性取决于高温高压部件的设计条件，即高压内缸的部套组成受到高温高压蒸汽影响程度，是否可持久性安全可靠，特别是高压内缸接合面固定螺栓，既要保证具有一定的紧固力防止密封面泄漏，又要保证该螺栓在一定强度、温度与应力剧烈变化的条件下不发生断
裂。
现代大型汽轮机高中压缸中分面螺栓安装应力已高达300MPa以上，而且运行初期应力更高。由于服役中的高压内缸螺栓除了与其材质因素相关外，还有缸体结构应力，包括螺栓冷热紧固应力、汽轮机运行过程中缸体的温度应力以及汽缸蒸汽压力等，也是影响内缸螺栓服役安全性的重要因素。事实上汽缸紧固螺栓的早期断裂与紧固力不足导致接合面漏气，一定程度上与缸体内部环境因素综合作用下，材料性能发生急剧劣化有关，如高温蠕变、疲劳松弛、应力腐蚀等等。外部因素即为螺栓设计与机加工时螺纹处有应力集中区域，当高温螺栓剩余拉应力不足以抵御外部载荷时该螺纹处即发生断裂。否则，螺栓发生疲劳松弛即发生紧固力不足产生结合面泄漏。
上述表述，说明汽轮机的设计针对高压内缸中分面螺栓的应力变化情况，是该机组是否需要解体检查的重要依据。
2 高压内缸螺栓的计算载荷
实际服役时高压内缸紧固螺栓受到的载荷十分复杂，除承受冷、热紧固力和内外缸蒸汽压差进入缸内产生的反作用压力外，还要承受由于汽缸轴向、径向温度分布不均匀引起的热应力及蒸汽流出静叶时对部件的反作用力、以及各种连接管道冷热状态下对汽缸的反作用力等。因此，精确计算高压内缸紧固螺栓的应力分布是一项极其复杂与困难的工作。根据上汽厂设计处提供的资料，螺栓服役时的工作载荷专业包括以下三个方面：1）冷热紧固应力；2）汽缸温度分布不均引起的热应力；3）蒸汽压力进入缸内产生的反作用压力。这三方面载荷也是目前汽缸螺栓强度校核的主要依据。也是在进行高压内缸螺栓的应力计算与校核时主要考虑的载荷。
2.1 冷紧紧固载荷
高压内缸螺栓的冷紧采用扭矩法，冷紧扭矩与相应的紧固力由预紧力所需的扭矩、螺栓公称直径以及紧固力系数确定，且与螺纹和结合面的粗糙度等因素有关，关系式为：M1=KdF0，式中，M1为达到预紧力F0所需的扭矩值；d是螺栓公称直径；F0是紧固力；K是扭矩系数，它与螺纹和支撑面的粗糙度等因素有关，一般取值0.2。
计算结果表明：冷态下螺栓强度足以保持缸体结合面的密封，预紧力达到螺栓应力小于10MPa，强度约占螺栓10%左右。
2.2 热紧紧固载荷
螺栓热紧采用转角法，并最终校核螺栓的伸长量，热紧转角、伸出值与紧固应力三者关系由公式确定，与螺栓螺纹节距、螺栓伸长量以及缸体法兰前后涂料、压缩系数均有关系，由公式：б=E*(ΔL/L0)，ΔL=∮*t/β*3600。每种直径的螺栓都有其固定的紧固弧长即紧固力。
2.3 温度载荷
根据设计要求，当汽轮机冷态启动时间为7~8小时，冲转后5小时带30%负荷，高压内缸内外壁温差在60~80℃间，取80℃内缸内外壁温差作启动工况时高压内缸螺栓温度应力计算的依据；对于汽轮机稳态运行工况，则取缸体内外壁温差为10℃，高压缸内缸法兰与螺栓系统的三维温度场分布以及相应的温度应力计算由有限元软件专用模块完成，计算过程在此略去。
计算结果显示：
高压内缸螺栓在4万小时运行过程中，安全与可靠性均满足机组需要，内缸螺栓不会发生应力过大，高温蠕变产生疲劳松弛在缸体密封力要求范围内。
2.4 蒸汽工作载荷
在额定工况下高压缸的级前压力数值表明，蒸汽压力沿汽缸通流方向呈逐步降低分布，流入端部压力最高16.67MPa，进入第1级叶片前蒸汽压力进一步降低为11MPa，将蒸汽压力分布沿缸体内壁为多等级，进行有限元计算。
计算结果表明：
高压内缸应力变化与螺栓紧固力的变化是自动施加的，即愈加愈紧关系。
2.5 缸体螺栓材料选取、设计与有限元计算结果
缸体材料均按照耐高温高压选取，实践证明，材料性能安全可靠。由于高压内缸呈对称性，螺栓在缸体法兰两侧呈对称布臵，因此，高压内缸螺栓在缸体法兰上的具体位臵及蒸汽压力沿缸体内侧的分布情况是均匀布臵的。
计算结果表明：现有螺栓材料的选取、螺栓设计结构以及螺栓性能指标等均符合美国ASTM 标准要求。
3 亚临界600MW汽轮机高压内缸螺栓温度与应力场变化
冷紧力矩作用下，内缸螺栓整体应力水平处于较低量级约4MPa，但某些几何不连续部位应力较高约5.4 MPa，螺母支撑面螺纹处应力达到9.4 MPa，等效应力可达20 MPa.
热紧紧固力作用下，整体应力及等效应力均有较大幅度提升，计算结果表明，内缸螺栓应力达到170 MPa，螺母支撑面螺纹处应力最高达到390 MPa。
高压内缸螺栓温度变化：
汽轮机冷态启动时，高压内缸内外壁温致螺栓温度应力变化非常显著，螺栓应力变化最大到280 MPa，
在汽轮机组温度运行时，高压内缸螺栓上的温度应力明显减小，螺栓温度应力约45 MPa，
从缸体螺栓预紧状态下，分析得出：对于高压缸内缸紧固螺栓当施加冷热紧固载荷后，在提高缸体结合面密封应力的同时，也将使螺栓处于更高的初始应力状态。若以材料的某种强度指标（如持久强度等）作为螺栓的许用应力，则螺栓中的初始预紧力越大其服役时承受外载荷的能力将越小。因为螺栓的实际应力是预紧力与工作应力的叠加。因此，过高的预紧力反而会大大降低螺栓的进一步承载能力，所以在设臵螺栓初始热紧紧固力时的确要注意。
由于汽轮机启动（或停机）时汽缸内外壁温差主要取决于启动（或停机）过程的时间和速率，汽机启动或停机过快将引起较大的缸体内外壁温差，实际上是增加了汽缸体中螺栓的温度应力；汽轮机稳定运行时，高压内缸螺栓上的温度应力已经明显减小。计算结果也表明不合乎规程的汽轮机启动或停机会对缸体螺栓带来危害或使用寿命的减少。
4 亚临界汽轮机高压内缸密封螺栓材料的可靠性比较
4.1上汽厂对高压内缸螺栓的分析
上汽厂从上世纪八十年代初期引进美
国西屋公司汽轮机技术至1998年，生产了
数十台300MW机组，汽缸中分面螺栓采用C422新型材料，曾经发生过多次汽缸中分面螺栓断裂现象，在此期间，上汽厂做过大量工作，从各方面分析研究螺栓断裂原因。这种状况引起上汽厂正在引进亚临界600MW机组关于汽缸螺栓问题的格外关注与重视，为避免与300MW 机组螺栓问题的重复出现，上汽厂对引进型600MW机组汽缸螺栓材料问题作进一步讨论，最终选择了上汽国产化300MW机组最长运行25年以上的从未发生过的螺栓断裂事故的螺栓材料，就是现代600MW机组应用的钛铌硼合金钢（20Cr1Mo1VNbTiB），表1 为钛铌硼与C422材料性能对比。
表1 钛铌硼与C422高温材料性能对比
序号名称符号单位C422 钛铌硼422/钛铌硼
1 常温屈服强度б0.2Mpa 771 66
2 1.16
2 400℃屈服强度б0.21Mpa 572 572 1
3 500℃屈服强度б0.2t Mpa 508 507 1.01
4 500℃持久强度б10
5 Mpa 304 314 0.97
5 500℃蠕变强度б1.10-4 Mpa 384 309 1.24
6 500℃蠕变强度б1.10-5Mpa 290 259 1.12
由表1中数据看出，两种材料都能承受很高的应力，均可用作汽缸中分面材料。
在温度不超过400℃情况下，C422材料强度高于钛铌硼，但对于在高温下工作的螺栓不能仅看强度数据，而且要结合材料抗松弛性能等高温持久性能进行综合考虑，抗松弛性能较好且热膨胀系数与汽缸材料相当的钛铌硼螺栓优势明显。
高压内缸材料是铬钼合金钢，工作温度下热膨胀系数为13.5*10-6℃，而钛铌硼材料工作温度下热膨胀系数为13.6*10-6℃，略高于汽缸材料，而机组运行时汽缸法兰的温度较高于螺栓表面温度，这样汽缸法兰温度高而热膨胀系数低，螺栓温度较低而热膨胀系数较高，因此机组运行时由于法兰和领导热膨胀不同而产生的附加应力就很小。相比之心，C422螺栓热膨胀系数为11.8*10-6℃，比汽缸的热膨胀系数低得多，因此在机组运行时由于法兰和螺栓热膨胀不同而产生的附加应力就大得多；特别是机组启动阶段，汽缸法兰温度比螺栓温度高得更多，附加应力也更大，螺栓应力达到寿命期内的最高值，螺栓应力变化频繁极易使得寿命期严重缩短。当然，这可以通过适当降低螺栓安装应力得到改善。表2为两种材料应力状况比较。
表2 钛铌硼与C422材料的应力状况比较
序号项目符号单位螺栓材料
1 汽缸螺栓材料C42
2 钛铌硼
2 蒸汽温度℃℃518
3 汽缸内外压差ΔP MPa 9.81
4 保持汽密时螺栓应力бs187.6
5 运行时螺栓附加应力б11105.3 20.73
6 螺栓安装应力б1485.5 302.4
7 螺栓工作应力б0595.7 331.6
上汽厂对600MW机组高压内外缸各取一应力最大处螺栓进行对比计算，过程略去。结果表明：工作温度条件下，钛铌硼螺栓工作初始应力为331.6MPa，小于1万小时该材料500℃持久强度（389MPa），但大于10万小时该材料500℃持久强度（314MPa），而远低于西屋公司的指标值（MPa），说明该材料工作温度条件下可以连续运行1万小时以上，准确能够运行多少小时，例如4万小时、5万小时或更高，但都必须根据实际情况实践后进行证明，但该工况下绝对不能超过10万小时。
钛铌硼材料500 ℃蠕变强度б1.10-4为309MPa，б1.10-5为259MPa，均低于工作温度下的螺栓应力331.6MPa，说明该材料在工作温度条件下已经开始高温蠕变，只是蠕变速率极慢。蠕变产生永久性变形即为松弛，由于松弛作用的影响下螺栓内的应力还大于汽缸所需的密封应力，因此钛铌硼螺栓完全能够满足设计要求。C422螺栓工作应力高达595MPa，远高于钛铌硼螺栓应力值，但其危险程度较高。
4.2 哈汽公司对该机型高压内缸螺栓的应力分析
高压内缸螺栓材料： 20 Cr1Mo1VNbTiB
高压内缸螺栓应力计算结果如下：
螺栓编号公称直径
M(mm) 温度℃应力值与许用值之
比
加弯应力值与许用值之
比
1 130 490 0.14 0.13
2 130 490 0.60 0.47
3 130 490 0.79 0.74
4 130 490 0.56 0.45
5 130 490 0.03 0.02
上述表内数据表明：
高压内缸中分面螺栓工作状态下计算应力值与许用应力之比小于1，说明螺栓强度能够达到该工况要求。其中第4、5号螺栓应力比值接近0.8，说明该处螺栓承载力瞬间变化值较大，缸体应力变化比较集中在中间部位。按照钛铌硼螺栓材料500℃屈服强度507MPa计算，该处螺栓工作状态下最高时的计算应力高达0.78*507=395.46MPa，与上汽厂技术结果螺母支撑面螺纹处应力最高达到390 MPa结论相符合。
中压内缸中分面螺栓材料与高压内缸螺栓材料相同，由于压力等级较低，工作状态下螺栓实际应力值与许用应力之比小于1，最大比值小于0.5，说明中压内缸中分面螺栓应力较高压内缸要小。
4.3缸体螺栓材料（20Cr1Mo1VNbTiB）应力变化
关于亚临界汽轮机高压内缸密封螺栓材料520℃时应力松弛曲线见图B.1。
以上螺栓材料应力松弛曲线是在520℃螺栓使用温度条件下，通过试验确定的，数据准确、曲线趋势真实有效，曲线表明，环境温度520℃时25Cr2Mo1V 与25Cr1Mo1VNbTiB 性能变化明显后者要延缓得多，曲线平滑度好于前者。
关于亚临界600MW 汽轮机高压内缸中分面螺栓（材料为20Cr1Mo1VNbTiB ）500℃持久强度约为б104为389MPa ，500℃持久强度约为б105为314MPa 。500℃蠕变强度б1.10-4为309MPa ，б1.10-5为259MPa ，请将500℃持久强度2万小时、3万小时。。。。。。以及十万小时应力变化值依据公式推算出来，其应力变化趋势是正确的。 序号
时间（小时） 5 00℃持久强度 б10n 500℃蠕变强度 б1.10-4 500℃蠕变强度 б1.10-5
R P0.2735(室温) R M 834(室温)
1
10000 389 309 259 2
20000 365 293(σ1.2×10-4) 3
40000 342 278(σ1.4×10-4) 4
60000 329 270(σ1.6×10-4) 5
70000 325 266(σ1.7×10-4)
6 80000 321 264(σ1.8×10-4)
7 100000 314 259
8 100000 210（550℃） 182（550℃） 以上理论计算过程略去，计算结果也无实质性意义，其应力变化趋势分析仅可作为参考！！（钛铌硼螺栓硬度要求HBW 252~302）
图 钛铌硼材料500℃持久强度变化趋势（推算结果）
50150
250
350
450
计算过程如下：略
通过分析上述数据与变化趋势，计算结果与螺栓材料（20Cr1Mo1VNbTiB）应力松弛变化曲线基本吻合，数据表明，该材料（20Cr1Mo1VNbTiB）在实验室进行持久强度试验时，1万小时后500℃应力持久强度为389MPa，按照松弛曲线推论，4万小时500℃应力持久强度为342MPa， 5万小时后500℃应力持久强度为335MPa，而汽缸在工作时需求螺栓500℃应力持久强度为331MPa。所以高压内缸螺栓500℃应力持久强度经过50000万小时（约6年）运行，可以满足机组安全需要。
5 同类型机组检修情况
5.1 嘉华电厂
1、2号上汽亚临界300MW机组，2001年5月1号机组首次大修后即执行6年大修间隔，至2007年12月进行首次标准大修，时间间隔6.5年；
3、4号机组600MW机组，2005年5月首次检查性大修后也执行6年大修间隔，其中600MW 机组连续运行752天无非停。3号机组由于脱硫脱硝改造，与2010年11月大修完毕，间隔近6年。
300、600MW机组大修期间高压内缸螺栓均未发现异常或缸体泄漏或变形缺陷。说明6年大修间隔时间能够保证机组缸内螺栓的安全。
5.2 吴泾电厂二期
吴泾电厂二期亚临界600MW机组自2002年2月检查性大修后执行4年大修间隔，2006年后执行6年大修间隔，高压内缸螺栓大修中从未发现过异常。目前吴泾电厂亚临界600MW 机组执行6年大修间隔。
5.3 安徽平圩电厂国产亚临界600MW机组
自2001年1号机和2009年2号机组通流部分改造完成后，大修间隔确定为6~8年。
5.4 国华台电
通过与上海电气集团汽轮机设计专家技术沟通与交流，上汽厂专业人员提出汽轮机高压内缸结合面紧固螺栓，是按照机组运行4万小时来进行设计的，考虑机组运行4万小时后可能产生的内缸结合面螺栓松弛，造成汽轮机高压内缸结合面漏气，最终导致汽轮机效率与安全可靠性下降。
台电1号机组自2005年底首次进行大修，。台山1号机组自2005年3月4日首次检查性大修结束，至2010年2月22日5年后首次标准性解体检修大修开始，累计运行小时41323.05小时，约5.2年。最长连续运行6343.92小时，期间停机次数15次。
通过台电1#机组（5年后）A检修情况看，实践证明，汽轮机本体高中压缸未发现异常，高压内缸螺栓未发现松动、其结合面也未发现漏气痕迹，按照台电1#机组有效利用小时数计算，5年来1#机组累计运行小时数刚4.1万小时。事实证明，将亚临界600MW机组A级检修间隔放宽到5年是可行的，也是安全可靠的。缸体解体后未发现异常，内缸螺栓金属检验各项指标均合格，2010年7月28日检修管理部在台山组织召开的“国产亚临界600MW机组检修管理研讨会”上，根据上汽厂专家建议，可以延迟解体大修间隔。
6 行业标准的规定
6.1 《火力发电厂设备检修导则》
规定亚临界600MW机组检修间隔4~6年，按台电1号机组检修实际情况看，延迟到6年并未超过导则要求。嘉华3、4号机组实践证明，延迟检修间隔至6年是可行的。
6.2 《火力发电厂高温紧固件技术导则》（DL/T 439-2006）
第4.2条投运后的检验中规定：累计运行时间达5万小时，对M32及以上的高温螺栓，应
根据螺栓的规格和材料，至少抽查1/3数量螺栓进行硬度检验，以后抽查周期约3万～5万小时；而国华公司金属监督项目100%进行检验并记录，该技术导则中明确提出累计运行5万小时即近6年间隔期对高温螺栓检修监测，未超过导则标准要求。
6.3 制造厂标准
30年设计寿命期内：
上述数据说明，冷态启动年均小于10次；温态启动年均小于40次；热态启动年均可达150次；极热态启动年均50次；负荷阶跃增或减（≥10%额定负荷）400次。
7 结论
7.1 高压缸内缸结合面螺栓选择材料是安全可靠的，强度是足够的。
7.2 螺栓设计与应力计算有一定的裕度量的，4万小时强度校核计算还是比较保守，在经过实践证明或经过大修对螺栓的金属检验结果良好时，上汽厂明确表示可适度延长机组检修间隔。
7.3 尽量减少机组启停次数，特别是应杜绝不符合规程要求的启、停机过程，以免影响机组安全可靠性及寿命，甚至缩短机组检修间隔。
7.4台电1号机组高压内缸螺栓检修情况，金属检验未发现性能指标异常，以及同类型机组检修实践证明，机组通过5~6年多次的启、停与长期运行的考验，高压内缸螺栓正常安全可靠。
7.5 机组5年内启停次数累加小于30次（台电1号机数据），机组连续运行小于15000小时（嘉华3号机数据），在评估机组运行良好情况下，可以适当延长机组大修间隔，机组年利用小时平均小于7000小时，可尝试7年大修间隔期。
参考文献
《火力发电厂设备检修导则》 (DL/T 870-2004 )
《火力发电厂高温紧固件技术导则》（DL/T 439-2006）
《600MW机组高压缸结合面螺栓紧固标准》上海汽轮机厂