某型径向透平叶轮强度分析

丁继伟 姜东坡 邵志伟

(哈尔滨电气股份有限公司，黑龙江 哈尔滨150028）

由于径向透平具有造价低廉、结构紧凑、制造工艺简单、流量小等特点[1]，越来越受到电厂及研究机构的重视。叶轮作为天然气径向透平的重要部件，由于其工作转速高、工作压力大，若设计不合理，存在破坏的风险。本文以某型径向透平的叶轮设计为基础，基于有限元理论，对径向透平的强度、模态进行了分析，并按相关标准校核了叶轮的强度。

1 数值仿真模型

1.1 几何模型级网格划分

根据叶轮设计参数及叶轮的结构特点，采用四节点的四面体非结构化网格对叶轮进行网格划分，得到的网格模型如图1所示。

图1 叶轮的网格模型

1.2 边界条件

根据叶轮在整机中的装配关系，在进行静力学计算时的边界条件（如图2 所示）为：a.在叶轮凸台平面处施加轴向位移约束；b.在叶轮中心孔圆柱凸台处施加切向位移约束。

图2 叶轮的边界条件示意图

1.3 载荷

径向透平在实际运行过程中，叶轮受到压力载荷、离心力载荷、温度载荷、装配预紧力载荷的共同作用，对于低温径向透平而言，离心力载荷是造成叶轮破坏的主要载荷，其他载荷相对于离心力载荷而言非常小，可以忽略不计。叶轮在正常工作状态下的转速为8300 转每分钟，最大连续工作转速为8715 转每分钟，根据相关标准要求115%的超速要求，超速转速为10023 转每分钟。

1.4 材料

该叶轮所使用的材料为牌号为FV520B，其材料属性如表1所示。

表1 FB520B 的材料属性

1.5 网格无关性检验

以叶轮中心孔的等效应力作为参考值，进行数值仿真模型的网格无关性检验[2-4]，网格无关性的检验结果如图3 所示。由图3 可以看出，当单元数量大于79401 时，叶轮中心孔处的最大等效应力几乎不再随网格数量的变化而变化，故选用79401 个网格作为最终计算所采用的网格数量。

图3 网格无关性检验结果

2 计算结果分析

2.1 强度计算结果分析

叶轮的正常工作转速为8300 转每分钟，其强度计算算结果如图4 至图7 所示。

图4 叶片等效应力分布

图5 中心轴向剖面等效应力分布

图6 中心孔最大主应力分布

图7 轮背面最大主应力分布

由图4 至图7 可以看出，叶轮最大应力出现在中心内表面，大小为101Mpa，其轴向位置与质心轴向位置一致，其余位置应力水平较低。

2.2 刚度计算结果分析

叶轮在设计工况下的径向变形如图8 所示。由图8 可以看出，在离心力作用下，叶轮径向尺寸变大，若叶轮与静子间隙过小，会发生碰摩。

图8 叶轮在设计工况下的径向变形

叶轮在设计工况下的轴向变形如图9 所示。由图9 可以看出，叶轮的叶片与轮盘向远离静子的方向变形，即在轴向方向上，叶轮两端的部位（叶片和轮盘）均向靠近质心方向变形，而远离静子件，所以不会再轴向发生碰摩现象。

图9 叶轮在设计工况下的轴向变形

2.3 模态计算结果分析

在设计工况下，由于叶轮受到载荷作用而发生变形，物理属性中的质量和弹性模量发生了变化，使其固有频率发生变化，固有频率的计算结果如表2 所示。

表2 叶轮在设计工况下的固有频率

3 结果校核

参照标准《JB/T 7676-1995 能量回收透平膨胀机》[5]对计算结果进行校核。该标准中规定：a.在正常工况下，叶轮的等效应力安全系数大于1.5；b.工作转速范围内不出现共振，且远离临界转速20%以上。

中心孔位置的应力最大，为101Mpa，安全系数为9.9，大于1.5，满足标准要求。工作转速为8300 转每分钟，对应的频率为138.33Hz，远远低于前四阶固有频率，远离临界转速的20%以上，叶轮的动力学特性满足要求。

4 结论

经过对某型径向透平叶轮的强度分析，可以得到如下结论：a.应力最大的位置发生在中心孔，大小约为101Mpa；b.叶轮的径向变形为0.0293mm，轴向变形为0.005mm；c.经校核，该径向透平叶轮的强度、振动满足标准要求。