汽轮机横置静叶有限元分析及安全性评估

马义良,翁振宇,李宇峰,刘 洋,初世明

(哈尔滨汽轮机厂有限责任公司，哈尔滨 150046)

随着汽轮机进口蒸汽参数的不断提高以及现代科学技术的不断发展，汽轮机高压/超高压模块中普遍采用了蜗壳进汽和横置静叶技术。试验表明，蜗壳进汽和横置静叶结构的出口气流角沿周向的分布更为均匀，能够有效地降低进汽结构的总压损失[1]，目前该结构已在各汽轮机制造厂的产品中得到了广泛应用。但由于横置静叶装配在蜗壳进汽内缸上，内缸的热变形、红套环过盈约束以及上下半内缸法兰螺栓预紧力等，都会影响横置静叶的强度和安全性。为了更加准确地对横置静叶进行安全性分析，本文采用横置静叶和汽缸的联合计算，分析过程中所有部件均采用全接触设置。本文的分析考虑上下半缸螺栓连接、红套环过盈约束、温度场、压力场等边界载荷，以及高温下蠕变模型，并充分考虑了与横置静叶相关联的边界与载荷，所采用的方法能够更加准确地评估横置静叶的强度和安全性。

1 计算模型

本文以某型号汽轮机机组高压横置静叶为例，采用有限元方法对横置静叶进行了弹塑性、蠕变特性分析，计算模型采用循环对称建模[2]，实体模型如图1所示。计算模型取模型的一半作为循环对称体，其中红套环(6组)、汽缸(上、下半缸)、螺栓(5组)、横置静叶(26组)组成循环对称模型，这有效地减小了计算规模，提高了计算效率。计算网格模型如图2所示，网格采用C3D8R六面体单元，整体模型单元总数约为90万，其中横置静叶网格单元总数约为31.5万，缸体网格单元总数约为51.5万，红套环网格单元总数约为6.5万，螺栓网格单元总数约为0.5万。

图1 实体模型

(a)整体模型

2 计算参数及相关边界

2.1 计算参数

本次计算中，缸体进口温度为597.8 ℃,压力为27.75 MPa，出口温度为339.2 ℃,压力为5.97 MPa，计算模型中螺栓和红套环材料为23Cr12Mo1V，缸体和横置静叶材料为ZG13CrMo1VNbN。

2.2 温度场

在横置静叶有限元分析过程中，需要加载温度场边界，本次温度场的分析仅考虑了蒸汽换热和部件导热，未考虑辐射。在蒸汽换热过程中，传热系数是温度场准确性的关键参数，对流换热是一个热流与热传递的动态交互过程，传热系数公式基于以下热力学原理：

Q=α*A*(ϑD-ϑO)

(1)

式中：Q为从外界输入的能量；α为传热系数；A为蒸汽与转子接触表面面积；ϑD为蒸汽温度；ϑO为金属表面温度。

传热系数根据不同轴向位置的热力参数计算得到，经有限元温度场分析后得到计算模型温度场结果，如图3所示。

图3 温度场云图

2.3 压力场

计算模型压力场加载主要分为2个部分：一是对横置静叶加载蒸汽压力，通过CFD流体分析，流固耦合后将蒸汽压力加载到横置静叶片表面，如图4所示；二是对缸体内表面的压力加载，通过热力计算后的数据来加载轴向和径向压力载荷。

(a)流体分析叶片表面压力

2.4 红套环过盈量

红套环是用于紧固密封内缸的部件，在设计和安装过程中红套环的过盈量是关键参数。如果过盈量太小，会导致缸体气密性较差，中分面会出现漏气现象。如果过盈量太大，会导致缸体局部应力超标，发生缸体开裂等现象。因此，给定合理的红套环过盈量是非常重要的。刘洋等[3]对比了红套环在不同过盈量下的密封性和安全性，黄智敏等[4]提到了红套环过盈量与缸体直径及与材料的线膨胀系数之间的关系。本文根据红套环自身的结构特点和材料特性给出了6个红套环部件的过盈量，如表1所示，编号1到编号6为从进汽侧到出汽侧。

表1 红套环过盈量(名义值)

2.5 螺栓预紧力

螺栓预紧力的计算采用以下公式：

P0=σ0×As

(2)

(3)

式中：P0为预紧力；ds为螺纹部分危险剖面的计算直径；σ0为(0.5～0.7)σs，σs为螺栓材料的屈服极限。

本文结合西屋经验，考虑螺栓设计规格，在螺栓预紧力施加截面加载1 811 100 N的预紧力，如图5所示。

图5 螺栓预紧力加载

2.6 蠕变模型

本次计算中，蠕变模型采用J.Bolton蠕变公式[5]，该模型在传统的蠕变模型基础上进行了改良，改良后的蠕变模型更适合于工程应用的稳定或松弛荷载。该模型包含3个阶段(过渡、恒速、加速)的蠕变行为，蠕变模型有以下公式：

(4)

式中：εcs为蠕变应变；εD为在基准时间t1下，由基准断裂应力和结构应力得到的基准蠕变应变；σRt为在时间t下的蠕变断裂强度；σDt为在时间t下产生基准应变εD对应的应力；σs为结构的应力。

计算时调用蠕变Fortran子程序，子程序需要的横置静叶和内缸材料的参数如下：

1)10万h持久强度；

2)20万h持久强度；

3)10万h 0.2%蠕变极限；

4)弹性模量。

3 有限元分析

本次强度分析采用“弹塑性失效”准则，允许结构出现可控的局部塑性变形区，合理地放松了对计算应力过严的限制，适当地提高了许用应力值，但又保证了结构的安全性[6]。对计算模型加载温度场、压力场、红套环预紧力、螺栓预紧力，模型各部件之间采用非线性接触设置，接触模型采用罚函数方法。经有限元弹塑性分析，得到横置静叶在稳态工况以及10万h蠕变后的等效应力和应变，详细计算结果见下文。

3.1 横置静叶等效应力

经有限元弹塑性分析，得到横置静叶等效应力，图6为计算模型等效应力云图，整体模型的应力峰值区域在红套环上。图7至图11为横置静叶从稳态工况到蠕变10万h后的等效应力云图，可以看出横置静叶组中最大应力叶片出现在汽缸中分面区域，单个横置静叶最大应力出现在叶型进汽根部倒圆位置。随着时间推移，横置静叶等效应力松弛较为明显。横置静叶等效应力随时间变化曲线如图12所示，横置叶片在运行1 000 h后，等效应力降低了约50%。

图6 稳态工况模型等效应力云图

图7 稳态工况横置静叶等效应力云图

图8 蠕变1 000 h下横置静叶应力云图

图9 蠕变10 000 h下横置静叶应力云图

图10 蠕变50 000 h下横置静叶应力云图

图11 蠕变100 000 h下横置静叶应力云图

图12 横置静叶等效应力随时间变化曲线

3.2 横置静叶塑变和蠕变

经有限元弹塑性分析，本文得到横置静叶塑性应变及蠕变，图13为横置静叶在稳态工况下的塑性应变，应变量为0.002 55 mm，图14至图17为横置静叶从稳态工况到蠕变10万h后的蠕变变化。从图17中可以看出横置静叶组中最大应变叶片出现在汽缸中分面区域，单个横置静叶最大应变出现在叶型进汽根部倒圆位置，10万h后的蠕变量为0.011 42 mm。图18为横置静叶最大应变区域蠕变随时间变化的曲线，蠕变变化趋势符合材料的蠕变特性。

图13 稳态工况横置静叶塑性应变云图

图14 蠕变1 000 h下横置静叶应变云图

图15 蠕变10 000 h下横置静叶蠕变云图

图16 蠕变50 000 h下横置静叶应变云图

图17 蠕变100 000 h下横置静叶应变云图

图18 横置静叶应变随时间变化曲线

3.3 横置静叶安全性评估

本文对横置静叶进行了有限元弹塑性分析，基于塑变和蠕变对叶片的安全性进行考核，主要有2个考核点：一是蠕变之前的塑变，横置静叶蠕变之前的塑变量为0.25%，应变小于0.5%，说明稳态工况下横置静叶处于弹性安定状态，横置静叶强度满足强度考核准则；二是蠕变之后的塑变和蠕变，横置静叶在蠕变10万h后叶型倒圆区域的应变为1.14%，小于2.5%，即横置静叶在蠕变10万h后的强度仍然满足强度考核准则。

4 结 论

本文对横置静叶进行了有限元安全性分析。在仿真过程中，采用横置静叶-汽缸联合计算，包含热固、流固单向耦合分析，并考虑了结构高温蠕变-塑变影响。各部件之间非线性接触较多，边界条件复杂，分析难度较大。通过本次分析建立了高参数下汽轮机横置静叶弹塑性、蠕变分析方法，该方法能够更准确、高效地分析评估横置静叶的强度安全性，为后续横置静叶安全性评估提供有价值的参考，具有一定的工程指导意义。