馬義良,翁振宇,李宇峰,劉 洋,初世明

(哈爾濱汽輪機(jī)廠有限責(zé)任公司，哈爾濱 150046)

隨著汽輪機(jī)進(jìn)口蒸汽參數(shù)的不斷提高以及現(xiàn)代科學(xué)技術(shù)的不斷發(fā)展，汽輪機(jī)高壓/超高壓模塊中普遍采用了蝸殼進(jìn)汽和橫置靜葉技術(shù)。試驗(yàn)表明，蝸殼進(jìn)汽和橫置靜葉結(jié)構(gòu)的出口氣流角沿周向的分布更為均勻，能夠有效地降低進(jìn)汽結(jié)構(gòu)的總壓損失[1]，目前該結(jié)構(gòu)已在各汽輪機(jī)制造廠的產(chǎn)品中得到了廣泛應(yīng)用。但由于橫置靜葉裝配在蝸殼進(jìn)汽內(nèi)缸上，內(nèi)缸的熱變形、紅套環(huán)過盈約束以及上下半內(nèi)缸法蘭螺栓預(yù)緊力等，都會(huì)影響橫置靜葉的強(qiáng)度和安全性。為了更加準(zhǔn)確地對橫置靜葉進(jìn)行安全性分析，本文采用橫置靜葉和汽缸的聯(lián)合計(jì)算，分析過程中所有部件均采用全接觸設(shè)置。本文的分析考慮上下半缸螺栓連接、紅套環(huán)過盈約束、溫度場、壓力場等邊界載荷，以及高溫下蠕變模型，并充分考慮了與橫置靜葉相關(guān)聯(lián)的邊界與載荷，所采用的方法能夠更加準(zhǔn)確地評(píng)估橫置靜葉的強(qiáng)度和安全性。

1 計(jì)算模型

本文以某型號(hào)汽輪機(jī)機(jī)組高壓橫置靜葉為例，采用有限元方法對橫置靜葉進(jìn)行了彈塑性、蠕變特性分析，計(jì)算模型采用循環(huán)對稱建模[2]，實(shí)體模型如圖1所示。計(jì)算模型取模型的一半作為循環(huán)對稱體，其中紅套環(huán)(6組)、汽缸(上、下半缸)、螺栓(5組)、橫置靜葉(26組)組成循環(huán)對稱模型，這有效地減小了計(jì)算規(guī)模，提高了計(jì)算效率。計(jì)算網(wǎng)格模型如圖2所示，網(wǎng)格采用C3D8R六面體單元，整體模型單元總數(shù)約為90萬，其中橫置靜葉網(wǎng)格單元總數(shù)約為31.5萬，缸體網(wǎng)格單元總數(shù)約為51.5萬，紅套環(huán)網(wǎng)格單元總數(shù)約為6.5萬，螺栓網(wǎng)格單元總數(shù)約為0.5萬。

圖1 實(shí)體模型

(a)整體模型

2 計(jì)算參數(shù)及相關(guān)邊界

2.1 計(jì)算參數(shù)

本次計(jì)算中，缸體進(jìn)口溫度為597.8 ℃,壓力為27.75 MPa，出口溫度為339.2 ℃,壓力為5.97 MPa，計(jì)算模型中螺栓和紅套環(huán)材料為23Cr12Mo1V，缸體和橫置靜葉材料為ZG13CrMo1VNbN。

2.2 溫度場

在橫置靜葉有限元分析過程中，需要加載溫度場邊界，本次溫度場的分析僅考慮了蒸汽換熱和部件導(dǎo)熱，未考慮輻射。在蒸汽換熱過程中，傳熱系數(shù)是溫度場準(zhǔn)確性的關(guān)鍵參數(shù)，對流換熱是一個(gè)熱流與熱傳遞的動(dòng)態(tài)交互過程，傳熱系數(shù)公式基于以下熱力學(xué)原理：

Q=α*A*(?D-?O)

(1)

式中：Q為從外界輸入的能量；α為傳熱系數(shù)；A為蒸汽與轉(zhuǎn)子接觸表面面積；?D為蒸汽溫度；?O為金屬表面溫度。

傳熱系數(shù)根據(jù)不同軸向位置的熱力參數(shù)計(jì)算得到，經(jīng)有限元溫度場分析后得到計(jì)算模型溫度場結(jié)果，如圖3所示。

圖3 溫度場云圖

2.3 壓力場

計(jì)算模型壓力場加載主要分為2個(gè)部分：一是對橫置靜葉加載蒸汽壓力，通過CFD流體分析，流固耦合后將蒸汽壓力加載到橫置靜葉片表面，如圖4所示；二是對缸體內(nèi)表面的壓力加載，通過熱力計(jì)算后的數(shù)據(jù)來加載軸向和徑向壓力載荷。

(a)流體分析葉片表面壓力

2.4 紅套環(huán)過盈量

紅套環(huán)是用于緊固密封內(nèi)缸的部件，在設(shè)計(jì)和安裝過程中紅套環(huán)的過盈量是關(guān)鍵參數(shù)。如果過盈量太小，會(huì)導(dǎo)致缸體氣密性較差，中分面會(huì)出現(xiàn)漏氣現(xiàn)象。如果過盈量太大，會(huì)導(dǎo)致缸體局部應(yīng)力超標(biāo)，發(fā)生缸體開裂等現(xiàn)象。因此，給定合理的紅套環(huán)過盈量是非常重要的。劉洋等[3]對比了紅套環(huán)在不同過盈量下的密封性和安全性，黃智敏等[4]提到了紅套環(huán)過盈量與缸體直徑及與材料的線膨脹系數(shù)之間的關(guān)系。本文根據(jù)紅套環(huán)自身的結(jié)構(gòu)特點(diǎn)和材料特性給出了6個(gè)紅套環(huán)部件的過盈量，如表1所示，編號(hào)1到編號(hào)6為從進(jìn)汽側(cè)到出汽側(cè)。

表1 紅套環(huán)過盈量(名義值)

2.5 螺栓預(yù)緊力

螺栓預(yù)緊力的計(jì)算采用以下公式：

P0=σ0×As

(2)

(3)

式中：P0為預(yù)緊力；ds為螺紋部分危險(xiǎn)剖面的計(jì)算直徑；σ0為(0.5～0.7)σs，σs為螺栓材料的屈服極限。

本文結(jié)合西屋經(jīng)驗(yàn)，考慮螺栓設(shè)計(jì)規(guī)格，在螺栓預(yù)緊力施加截面加載1 811 100 N的預(yù)緊力，如圖5所示。

圖5 螺栓預(yù)緊力加載

2.6 蠕變模型

本次計(jì)算中，蠕變模型采用J.Bolton蠕變公式[5]，該模型在傳統(tǒng)的蠕變模型基礎(chǔ)上進(jìn)行了改良，改良后的蠕變模型更適合于工程應(yīng)用的穩(wěn)定或松弛荷載。該模型包含3個(gè)階段(過渡、恒速、加速)的蠕變行為，蠕變模型有以下公式：

(4)

式中：εcs為蠕變應(yīng)變；εD為在基準(zhǔn)時(shí)間t1下，由基準(zhǔn)斷裂應(yīng)力和結(jié)構(gòu)應(yīng)力得到的基準(zhǔn)蠕變應(yīng)變；σRt為在時(shí)間t下的蠕變斷裂強(qiáng)度；σDt為在時(shí)間t下產(chǎn)生基準(zhǔn)應(yīng)變?chǔ)臘對應(yīng)的應(yīng)力；σs為結(jié)構(gòu)的應(yīng)力。

計(jì)算時(shí)調(diào)用蠕變Fortran子程序，子程序需要的橫置靜葉和內(nèi)缸材料的參數(shù)如下：

1)10萬h持久強(qiáng)度；

2)20萬h持久強(qiáng)度；

3)10萬h 0.2%蠕變極限；

4)彈性模量。

3 有限元分析

本次強(qiáng)度分析采用“彈塑性失效”準(zhǔn)則，允許結(jié)構(gòu)出現(xiàn)可控的局部塑性變形區(qū)，合理地放松了對計(jì)算應(yīng)力過嚴(yán)的限制，適當(dāng)?shù)靥岣吡嗽S用應(yīng)力值，但又保證了結(jié)構(gòu)的安全性[6]。對計(jì)算模型加載溫度場、壓力場、紅套環(huán)預(yù)緊力、螺栓預(yù)緊力，模型各部件之間采用非線性接觸設(shè)置，接觸模型采用罰函數(shù)方法。經(jīng)有限元彈塑性分析，得到橫置靜葉在穩(wěn)態(tài)工況以及10萬h蠕變后的等效應(yīng)力和應(yīng)變，詳細(xì)計(jì)算結(jié)果見下文。

3.1 橫置靜葉等效應(yīng)力

經(jīng)有限元彈塑性分析，得到橫置靜葉等效應(yīng)力，圖6為計(jì)算模型等效應(yīng)力云圖，整體模型的應(yīng)力峰值區(qū)域在紅套環(huán)上。圖7至圖11為橫置靜葉從穩(wěn)態(tài)工況到蠕變10萬h后的等效應(yīng)力云圖，可以看出橫置靜葉組中最大應(yīng)力葉片出現(xiàn)在汽缸中分面區(qū)域，單個(gè)橫置靜葉最大應(yīng)力出現(xiàn)在葉型進(jìn)汽根部倒圓位置。隨著時(shí)間推移，橫置靜葉等效應(yīng)力松弛較為明顯。橫置靜葉等效應(yīng)力隨時(shí)間變化曲線如圖12所示，橫置葉片在運(yùn)行1 000 h后，等效應(yīng)力降低了約50%。

圖6 穩(wěn)態(tài)工況模型等效應(yīng)力云圖

圖7 穩(wěn)態(tài)工況橫置靜葉等效應(yīng)力云圖

圖8 蠕變1 000 h下橫置靜葉應(yīng)力云圖

圖9 蠕變10 000 h下橫置靜葉應(yīng)力云圖

圖10 蠕變50 000 h下橫置靜葉應(yīng)力云圖

圖11 蠕變100 000 h下橫置靜葉應(yīng)力云圖

圖12 橫置靜葉等效應(yīng)力隨時(shí)間變化曲線

3.2 橫置靜葉塑變和蠕變

經(jīng)有限元彈塑性分析，本文得到橫置靜葉塑性應(yīng)變及蠕變，圖13為橫置靜葉在穩(wěn)態(tài)工況下的塑性應(yīng)變，應(yīng)變量為0.002 55 mm，圖14至圖17為橫置靜葉從穩(wěn)態(tài)工況到蠕變10萬h后的蠕變變化。從圖17中可以看出橫置靜葉組中最大應(yīng)變?nèi)~片出現(xiàn)在汽缸中分面區(qū)域，單個(gè)橫置靜葉最大應(yīng)變出現(xiàn)在葉型進(jìn)汽根部倒圓位置，10萬h后的蠕變量為0.011 42 mm。圖18為橫置靜葉最大應(yīng)變區(qū)域蠕變隨時(shí)間變化的曲線，蠕變變化趨勢符合材料的蠕變特性。

圖13 穩(wěn)態(tài)工況橫置靜葉塑性應(yīng)變云圖

圖14 蠕變1 000 h下橫置靜葉應(yīng)變云圖

圖15 蠕變10 000 h下橫置靜葉蠕變云圖

圖16 蠕變50 000 h下橫置靜葉應(yīng)變云圖

圖17 蠕變100 000 h下橫置靜葉應(yīng)變云圖

圖18 橫置靜葉應(yīng)變隨時(shí)間變化曲線

3.3 橫置靜葉安全性評(píng)估

本文對橫置靜葉進(jìn)行了有限元彈塑性分析，基于塑變和蠕變對葉片的安全性進(jìn)行考核，主要有2個(gè)考核點(diǎn)：一是蠕變之前的塑變，橫置靜葉蠕變之前的塑變量為0.25%，應(yīng)變小于0.5%，說明穩(wěn)態(tài)工況下橫置靜葉處于彈性安定狀態(tài)，橫置靜葉強(qiáng)度滿足強(qiáng)度考核準(zhǔn)則；二是蠕變之后的塑變和蠕變，橫置靜葉在蠕變10萬h后葉型倒圓區(qū)域的應(yīng)變?yōu)?.14%，小于2.5%，即橫置靜葉在蠕變10萬h后的強(qiáng)度仍然滿足強(qiáng)度考核準(zhǔn)則。

4 結(jié) 論

本文對橫置靜葉進(jìn)行了有限元安全性分析。在仿真過程中，采用橫置靜葉-汽缸聯(lián)合計(jì)算，包含熱固、流固單向耦合分析，并考慮了結(jié)構(gòu)高溫蠕變-塑變影響。各部件之間非線性接觸較多，邊界條件復(fù)雜，分析難度較大。通過本次分析建立了高參數(shù)下汽輪機(jī)橫置靜葉彈塑性、蠕變分析方法，該方法能夠更準(zhǔn)確、高效地分析評(píng)估橫置靜葉的強(qiáng)度安全性，為后續(xù)橫置靜葉安全性評(píng)估提供有價(jià)值的參考，具有一定的工程指導(dǎo)意義。