基于彈塑性理論的燃機(jī)轉(zhuǎn)子壽命分析

丁繼偉，李巖

基于彈塑性理論的燃機(jī)轉(zhuǎn)子壽命分析

丁繼偉，李巖

（哈爾濱電氣股份有限公司，黑龍江省 哈爾濱市 150028）

深圳南天電廠用于聯(lián)合循環(huán)的13E2型燃?xì)廨啓C(jī)出現(xiàn)壓氣機(jī)轉(zhuǎn)子裂紋事故，為準(zhǔn)確預(yù)測同類機(jī)組的疲勞壽命，基于彈塑性理論，考慮溫度場與離心力對(duì)燃機(jī)壓氣機(jī)轉(zhuǎn)子疲勞壽命的影響，建立該型燃?xì)廨啓C(jī)壓氣機(jī)轉(zhuǎn)子的有限元熱-固耦合數(shù)值仿真模型。基于低周疲勞理論，計(jì)算該燃?xì)廨啓C(jī)壓氣機(jī)轉(zhuǎn)子的疲勞壽命壽命為5333次，該燃?xì)廨啓C(jī)壓氣機(jī)轉(zhuǎn)子在電廠的實(shí)際疲勞壽命為4435次，計(jì)算誤差在20%以內(nèi)。利用該方法可以較準(zhǔn)確地估算燃?xì)廨啓C(jī)轉(zhuǎn)子的壽命。

燃機(jī)；轉(zhuǎn)子；低周疲勞；數(shù)值仿真

0 引言

聯(lián)合循環(huán)機(jī)組因其效率高、污染小的優(yōu)點(diǎn)而被廣泛應(yīng)用于發(fā)電站[1]，在機(jī)組反復(fù)啟停機(jī)過程中，各部件承受著交變載荷的作用，導(dǎo)致疲勞事故的發(fā)生，航空發(fā)動(dòng)機(jī)與地面燃機(jī)同樣存在大量疲勞事故[2-7]。深圳南天電廠用于聯(lián)合循環(huán)的GT13E2型燃?xì)廨啓C(jī)，由阿爾斯通生產(chǎn)，簡單循環(huán)功率為174MW，聯(lián)合循環(huán)功率為250MW，于1995年投產(chǎn)，在2014年第9次大修時(shí)(運(yùn)行情況：啟動(dòng)4435次，運(yùn)行時(shí)間73681h，等效運(yùn)行時(shí)間229040h)發(fā)現(xiàn)，第20、21級(jí)壓氣機(jī)轉(zhuǎn)子固定葉片的2條彈性管槽處出現(xiàn)裂紋，如圖1、2所示。出現(xiàn)這種裂紋的主要原因是由反復(fù)啟機(jī)停機(jī)、變工況而引起的低周疲勞[8-9]。本文將以該型燃機(jī)壓氣機(jī)轉(zhuǎn)子的熱-固耦合數(shù)值仿真為基礎(chǔ)，結(jié)合疲勞壽命理論，分析該型燃機(jī)壓氣機(jī)轉(zhuǎn)子的疲勞壽命。

圖1 壓氣機(jī)轉(zhuǎn)子上產(chǎn)生裂紋的位置

圖2 機(jī)組實(shí)際裂紋

1 數(shù)值仿真建模

1.1 幾何建模

所建立的幾何模型如圖3所示，為提高計(jì)算效率及減小對(duì)硬件資源的需求，取轉(zhuǎn)子的30扇區(qū)作為計(jì)算模型，并在第20級(jí)、21級(jí)分別裝配3只葉片、4只隔葉塊。在彈性管槽內(nèi)裝配有彈性管，彈性管用于彈起葉片，葉片將隔葉塊頂起，被頂起后的隔葉塊與輪盤的榫槽相配合，達(dá)到固定葉片的目的。

圖3 幾何模型

1.2 網(wǎng)格劃分

網(wǎng)格模型如圖4所示，為結(jié)構(gòu)化網(wǎng)格，網(wǎng)格的總數(shù)為31.3萬，其中六面體網(wǎng)格28.9萬個(gè)，五面體2.4萬個(gè)。對(duì)重點(diǎn)考核部位轉(zhuǎn)子彈性管槽進(jìn)行了網(wǎng)格加密，接觸面位置的網(wǎng)格匹配度較好，且均為六面體網(wǎng)格，其余位置的網(wǎng)格較為稀疏。

圖4 網(wǎng)格模型

1.3 邊界條件及載荷

本文主要考慮溫度場與離心力共同作用的 熱-固耦合。該機(jī)組壓氣機(jī)的材料牌號(hào)為St572S (26NiCrMoV11-5)，溫度場的數(shù)據(jù)由流體組提供，計(jì)算部位的溫度及溫升速率如表1所示。因?yàn)榱黧w網(wǎng)格與固體網(wǎng)格的不匹配，本文通過編寫流固網(wǎng)格的插值程序，來實(shí)現(xiàn)固體表面溫度邊界條件的賦值。該燃機(jī)的轉(zhuǎn)速為3000r/min。

輪盤的軸向端面與輪盤底部在柱坐標(biāo)系下全約束，輪盤扇區(qū)切面處約束周向，最外側(cè)隔葉塊約束周向。各隔葉塊與輪盤之間、隔葉塊與葉片之間建立接觸，摩擦系數(shù)為0.1，法向?yàn)橛步佑|。

表1 計(jì)算部位的溫度及升溫速率

2 數(shù)值仿真結(jié)果分析

數(shù)值仿真結(jié)果如圖5—8所示。經(jīng)過對(duì)比， 圖5中經(jīng)過插值得到的溫度場計(jì)算結(jié)果與流體組計(jì)算出的結(jié)果吻合。只有離心力作用下的應(yīng)力場計(jì)算結(jié)果如圖6所示，可以看出，第21級(jí)出氣邊彈性管槽的最大應(yīng)力約為404MPa，進(jìn)氣邊的最大應(yīng)力約為382MPa，第20級(jí)出氣邊彈性管槽的最大應(yīng)力約為249MPa，進(jìn)氣邊最大應(yīng)力約為223MPa；只有溫度場作用下的應(yīng)力場計(jì)算結(jié)果如圖7所示，可以看出：第21級(jí)出氣邊彈性管槽的最大應(yīng)力約為338MPa，進(jìn)氣邊的最大應(yīng)力約為301MPa，第20級(jí)出氣邊彈性管槽的最大應(yīng)力約為265MPa，進(jìn)氣邊最大應(yīng)力約為248MPa；離心力與溫度場共同作用下的應(yīng)力場計(jì)算結(jié)果如圖8所示，可以看出，第21級(jí)出氣邊彈性管槽的最大應(yīng)力約為977MPa，進(jìn)氣邊的最大應(yīng)力約為998MPa，第20級(jí)出氣邊彈性管槽的最大應(yīng)力約為848MPa，進(jìn)氣邊最大應(yīng)力約為771MPa。最大應(yīng)力分布于葉根壓迫彈性管槽的區(qū)域，高應(yīng)力區(qū)的位置較為合理。在21級(jí)出口側(cè)，存在一定的應(yīng)力集中，主要是由于計(jì)算過程中約束邊界所引起的，在實(shí)際機(jī)組運(yùn)行中是不存在的，所以不在考核的范圍之內(nèi)。

圖5 溫度場計(jì)算結(jié)果

圖6 只有離心力作用下的應(yīng)力場計(jì)算結(jié)果

圖7 只有溫度場作用下的應(yīng)力場計(jì)算結(jié)果

圖8 離心力與溫度場共同作用下的應(yīng)力場計(jì)算結(jié)果

3 輪盤的壽命預(yù)測

3.1 疲勞壽命預(yù)測模型

選用Morrow平均應(yīng)力修正Manson-Conffin公式作為疲勞壽命預(yù)測模型，該方法被廣泛應(yīng)用于低周疲勞壽命預(yù)測，Manson-Conffin公式[10-12]為

Morrow修正的Manson-Conffin公式[13]為

材料參數(shù)利用通用斜率法[14]獲取：

3.2 疲勞壽命結(jié)果分析

利用疲勞壽命軟件，輸入相應(yīng)的材料參數(shù)、載荷譜及相應(yīng)的彈塑性分析結(jié)果，選取帶Morrow修正的Manson-Conffin公式作為壽命分析算法，得到的壽命結(jié)果如圖9所示。壽命最小的位置出現(xiàn)在第21級(jí)榫槽的進(jìn)氣側(cè)彈性管槽內(nèi)，大小為 5333次；第21級(jí)榫槽的出氣側(cè)彈性管槽內(nèi)的壽命為6309次，第20級(jí)榫槽彈性管槽內(nèi)的壽命為12000次左右，壽命較短的位置均出現(xiàn)在應(yīng)力較大的位置。該機(jī)組的實(shí)際運(yùn)行情況是：2014年第9次大修時(shí)(啟動(dòng)4435次)，在固定壓氣機(jī)葉片的2條彈性管內(nèi)發(fā)現(xiàn)裂紋，裂紋出現(xiàn)的位置與計(jì)算結(jié)果相同，但數(shù)值計(jì)算結(jié)果要大于機(jī)組實(shí)際運(yùn)行的循環(huán)次數(shù)，主要是數(shù)值計(jì)算未考慮結(jié)構(gòu)、加工、工藝等因素對(duì)疲勞壽命的影響[15]。

圖9 壽命分析結(jié)果

4 結(jié)論

針對(duì)GT13E2聯(lián)合循環(huán)用燃?xì)廨啓C(jī)出現(xiàn)的壓氣機(jī)轉(zhuǎn)子裂紋事故進(jìn)行了數(shù)值仿真與疲勞壽命計(jì)算，疲勞壽命計(jì)算結(jié)果比實(shí)際情況大20%，主要是數(shù)值計(jì)算未考慮結(jié)構(gòu)、加工、工藝等因素對(duì)疲勞壽命的影響。

[1] 朱躍．火電廠“廠界環(huán)保島”改造與運(yùn)維關(guān)鍵技術(shù)[J]．發(fā)電技術(shù)，2018，39(1)：1-12．

[2] Maktouf W，Ammar K，Naceur I B，et al．Multiaxial high-cycle fatigue criteria and life prediction：Application to gas turbine blade[J]．International Journal of Fatigue，2016，92：25-35．

[3] Barella S，Boniardi M，Cincera S．et al Failure analysis of a third stage gas turbine blade[J]．Engineering Failure Analysis，2011，18(1)：386-393．

[4] 侯貴倉，王榮橋，閻曉軍，等．輪盤榫齒高低周復(fù)合疲勞壽命試驗(yàn)研究[J]．北京航空航天大學(xué)學(xué)報(bào)，1999(2)：47-50．

[5] Oakley S Y，Nowell D．Prediction of the combined high-and low-cycle fatigue performance of gas turbine blades after foreign object damage[J]．International Journal of Fatigue，2007，29(1)：69-80．

[6] 李偉，史海秋．航空發(fā)動(dòng)機(jī)渦輪葉片疲勞—蠕變壽命試驗(yàn)技術(shù)研究[J]．航空動(dòng)力學(xué)報(bào)，2001，16(4)：323-326．

[7] 朱寶田，彭澤瑛．汽輪機(jī)末級(jí)905mm葉片疲勞壽命研究[J]．中國電力，2002，35(3)：10-12．

[8] 白云．600 MW汽輪機(jī)轉(zhuǎn)子低周疲勞壽命計(jì)算及研究[D]．長沙：長沙理工大學(xué)，2009．

[9] 劉華鋒，王煒哲，蔣浦寧，等．超超臨界汽輪機(jī)轉(zhuǎn)子蠕變對(duì)低周疲勞應(yīng)變的影響[J]．動(dòng)力工程學(xué)報(bào)，2010，30(9)：715-719．

[10] 樓上游，駱天舒，應(yīng)博芬，等．基于低周疲勞理論T型葉根轉(zhuǎn)子輪槽壽命預(yù)測[J]．熱力透平，2015，44(2)：94-97．

[11] 周維，劉義倫，楊大煉．一種多軸載荷下的疲勞壽命預(yù)測模型[J]．機(jī)械設(shè)計(jì)與研究，2014(4)：71-73．

[12] Park Ji-Ho Song，Jun-Hyub．New estimation method of fatigue properties of aluminum alloys[J]．Transaction of the ASME．Journal of Engineering Materials and Technology，2003，125(2)：208-214．

[13] 姚衛(wèi)星．結(jié)構(gòu)疲勞分析[M]．北京：國防工業(yè)出版社，2003：71-72．

[14] 周維，劉義倫，楊大煉．一種多軸載荷下的疲勞壽命預(yù)測模型[J]．機(jī)械設(shè)計(jì)與研究，2014(4)：71-73．

[15] Shi D，Li Z，Yang X，et al．Accelerated LCF-creep experimental methodology for durability life evaluation of turbine blade[J]．Fatigue & Fracture of Engineering Materials & Structures，2018，41(1)：1196-1207．

Analysis on Gas Turbine Rotor Life Based on Elastoplastic Theory

DING Jiwei, LI Yan

(Harbin Electric Group Co., LTD, Harbin 150028, Heilongjiang Province, China)

A compressor rotor crack accident occurred in 13E2 gas turbine used for combined cycle in Shenzhen Nantian Power Plant. To accurately predict the fatigue life of similar units, based on elastic-plastic theory, considering the influence of temperature field and centrifugal force on fatigue life of compressor compressor rotor, the finite element thermo-solid coupling numerical simulation model of the compressor rotor of the gas turbine was established. Based on the low cycle fatigue theory, it is calculated that the fatigue life of the gas turbine compressor rotor is 5333 times, and the actual fatigue life of the compressor rotor of the gas turbine in the power plant is 4435 times. The calculation error is within 20%. This method can be used to estimate the rotor life of gas turbine accurately.

turbine; rotor; low cycle fatigue; numerical simulation

10.12096/j.2096-4528.pgt.18183

TK 47

2019-01-10。

(責(zé)任編輯 車德競)