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摘要：在汽轮机本体系统中，相邻两汽缸或三汽缸之间常用一只管道连接，即连通管。连通管本身刚度大、内部蒸汽参数高，仅靠管道自身的柔性无法吸收管道热膨胀产生热位移，满足不了汽缸接口许用力和力矩的要求，一般需要设置膨胀节。由于布置空间限制，不能采用铰链型膨胀节。自由式膨胀节需要限制盲板力，增加辅助支架。管道自身不能通过增加弯道提高柔性，会增加压力损失对机组出力产生影响，同时也不利于汽轮机缸体的检修。在传统设计中，都是通过计算连通管最大膨胀量，提供给膨胀节厂家，供产品选型。随着高参数机组的越来越多，对汽轮机汽缸稳定性计算提出更高的要求，汽缸连接的大管道还有抽汽管道。在进行汽缸稳定性分析时，也需要掌握连通管真实的力和力矩。为了对比分析连通管力学分析结果，本文采用行业通用电站管道力学分析软件CAESARⅡ进行分析对比。
关键词：汽轮机；连通管；膨胀节
1 膨胀节模型建立
本文管道材料为Q345,当温度为2870C、管道长度为13.34m时，完全膨胀量为41mm。弹性模量1.823*10^8 Pa。管道口径通过热力计算及管道流速限制，确定管道口径为1432*25,管道材料为Q345。根据管道布置、汽轮机组动静膨胀特点，选取压力平衡式膨胀节。确定以下输入参数：
（1）设计参数：管道设计压力0.561MPa、温度287℃。
（2）波纹管：波数为8，单波轴向刚度为10198.8N/mm,整体横向刚度为589N/mm，整体轴向刚度为637.4N/mm。膨胀节整体轴向刚度为2549.7N/mm。
（3）膨胀节重量:3.4吨。
1.1 无膨胀节的连通管模型
应用计算软件得到图1计算模型。
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图1 管道计算模型
通常管道布置都致力于依靠管道自身的柔性来吸收管道的热膨胀。一般通过增加弯头数量或增加Π弯达到增加管道柔性。汽轮机连通管为了最大限度减少压力损失，增加机组出力，需要减少弯头数量，减少阻力损失。另外由于厂房及行车检修高度的限制，两个竖直管道不能太长，不能通过增加Π弯的影响增加柔性。既有模型计算结果如表1所示。
表1 单位N、N.m
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当不采用膨胀节时管道直接连接，接口推力和力矩将达到330万吨，力矩达到1061吨，足以将设备推翻，乃至损坏。
1.2 膨胀节简单模型的连通管计算
简单模型（见图2）的优点是，可以通过膨胀节的整体刚度信息进行快速建模，节省时间成本、不易出错。计算结果如下：
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图2 整体刚度模型
表2 单位N、N.m
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图3 带拉杆模型
表3 单位N、N.m
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由表2可知，连通管增加膨胀节后，整个管系接口推力明显下降。
1.3 膨胀节复杂模型的连通管计算
复杂模型即在管道建模时，将工作波与平衡波之间的四根拉杆以及端板进行模拟。并通过CNODE方法实现拉杆与端板之间的载荷作用情况。特别注意的是拉杆温度应该输入环境温度，并将膨胀节端板及附件的重量均分加达到膨胀节模型两侧，拉杆为无重量的刚性件。如图3，带拉杆膨胀节计算模型，计算结果见表3。
2 结果分析
对比三种计算结果，在增加膨胀节后与原来管道模型结果对比，出现大幅度下降。采用简单模型，不模拟膨胀节的拉杆受力。因为忽略了膨胀节的内压推力，此时膨胀节有效直径按照零考虑，此处建模不考虑平衡波，这是因为整体刚度都在工作波输入时考虑，同时不模拟拉杆，因此可以将平衡波去掉。不难发现完全建立模型与整体刚度模型结果差距很大，简单模型对接口推力和力矩大，这会导致计算结果的保守，增加膨胀的波数，制造成本增加。两种模型结果差距较大，这是由于在建立简单模型时，将膨胀节的整体刚度设置在工作波上，对于轴向刚度来说，两种方法差距比较小，这从Fx方向计算结果差距不大可以看出来。而工作波长度比整个膨胀节长度小很多，真实膨胀节的横向补偿作用还有工作波与平衡波之间的管道参与，中间管越长，横向补偿作用越大。同时拉杆与端板之间并没有铰接的作用，也可以起到补偿作用。
从计算结果可以看出，设置膨胀节以后，管道接口力和力矩明显降低，满足汽缸稳定性要求，可以用于实际设计安装指导。
3 结论
3.1
对于汽轮机连通管需要采用详细的管道计算方法，模拟膨胀节的每一个部件，使计算结果更加接近实际情况，满足设计要求；当对汽缸稳定性进行分析的时候，采用详细的数值更能方便我们进行分析，控制各个接口的力和力矩限制。
3.2
对于汽轮机连通管设计过程中需要进行详细的管道应力分析。避免结果保守，造成膨胀节选型的成本增加，减少冗余计算。（重点经济角度）
3.3
对于将位移量提供给厂家进行设计，需要厂家提供复杂模型计算结果，满足膨胀节设计求得对汽缸接口的详细载荷值，统筹各个部件的载荷分配。
参考文献
[1]徐岩,卢红亮,赵恩成.膨胀节简单模型与复杂模型在CAESARⅡ中的建立及对比分析[J].管道技术与设备,2020（4）.
[2]唐永进.压力管道应力分析[M].北京:中国石化出版社.