蒸汽參數大擾動下汽輪給水機組安全性分析

2021-08-18 03:37:28黃莉榕

船舶標準化工程師 2021年4期

黃莉榕

（上海船舶設備研究所，上海 200031）

0 引言

某型汽輪給水機組通過汽輪機驅動泵組為鍋爐提供生成高溫高壓蒸汽所需的給水工質，系統在特定工況下鍋爐出口壓力會劇烈波動，相應地影響汽輪機進汽參數，使得汽輪機進汽壓力也發生較大波動。進汽蒸汽壓力的大幅波動會引起機組蒸汽室中的蒸汽壓力波動，使得蒸汽室的結構應力發生交變，同時由于蒸汽壓力波動會引起機組轉速波動，從而使轉子的結構應力發生交變。蒸汽室部件和轉子應力場的交變，可能會加快其破壞過程，減少蒸汽室和轉子的使用壽命。蒸氣室和轉子的使用壽命是影響機組安全性的重要因素，因此需要對蒸汽參數大擾動下機組蒸汽室和轉子進行疲勞壽命分析，有助于更好地了解和掌握機組的運行特性，采取合理措施來提高機組的使用壽命。

工程上針對零部件的疲勞壽命問題，主要采用2種方法來進行壽命預測計算：應力-壽命法和應變-壽命法[1]。其中應力-壽命法主要適用于高周疲勞的情形，而應變-壽命法主要應用于低周疲勞的情形。在零部件的疲勞分析中，首先須進行靜強度計算，獲得零件的應力場分布，考察應力是否超過材料的屈服極限。當應力場在彈性范圍內時，采用應力-壽命法進行計算較合適；而當局部應力超過屈服極限時，則應采用應變-壽命法進行疲勞壽命分析。

汽輪機的蒸汽室和葉輪工作在高溫高壓蒸汽中，環境條件惡劣，轉速高，應力大，在受到循環載荷作用時更容易產生疲勞問題。本文對機組蒸汽室和葉輪進行有限元強度計算，并在強度計算的基礎上進行疲勞壽命計算，從而預測機組蒸汽室和葉輪可以承受蒸汽壓力波動的次數。

1 蒸氣室的疲勞計算

1.1 蒸氣室的靜強度分析

汽輪機的主蒸汽經過速關閥后首先進入到蒸汽室中，因而蒸汽室中的蒸汽壓力相對較高。當蒸汽壓力波動時，會對蒸汽室內腔產生循環應力，可能引起蒸汽室的疲勞損壞。圖1為簡化改進后的蒸汽室三維模型，蒸汽室附加管接頭較多，為了簡化計算模型，模型刪去了蒸汽室一些較為次要的管路接口。

圖1 蒸汽室模型

蒸汽室內腔作用的蒸汽壓力取最大工作壓力，實際情形中由于節流作用，蒸汽壓力小于最大工作壓力，所以計算偏保守。蒸汽室材料為ZG17Cr1Mo，強度極限σb=490 M Pa，屈服極限σ0.2在主蒸汽溫度450℃下為190 MPa。蒸汽室的約束條件為：底面和汽缸相連的面設為固定約束；進汽法蘭處也給定約束。同時，調節閥和速關閥的重量對蒸汽室有彎矩作用。按大值估算，取調節閥的彎矩為170 N?m，速關閥的彎矩為320 N?m，計算結果顯示最大應力為178 MPa。不考慮調節閥和速關閥彎矩時的計算，如圖2所示，最大應力為173.8 MPa。通過對比計算表明，調節閥和速關閥產生的彎矩對蒸汽室應力分布的影響是很小的，所以本文在蒸汽室的疲勞壽命計算中可以不考慮調節閥和速關閥彎矩作用的影響。

圖2 蒸汽室靜強度計算應力分布

1.2 疲勞計算分析

蒸汽室中蒸汽壓力波動時，蒸汽室的應力場未超過材料的屈服極限，因而仍屬于彈性范圍，所以蒸汽室的疲勞計算屬于高周疲勞計算。針對高周疲勞計算，需要應用材料的S-N曲線。圖3為鑄鋼材料的試驗S-N曲線，因為采用雙對數坐標，所以曲線為折線形式，折線拐點為材料的疲勞極限。

圖3 蒸汽室材料的S-N曲線

實際零件的S-N曲線相對于材料S-N曲線會有所降低[2]，ANSYS中通過引入疲勞強度因子kf來反映，即疲勞強度因子的取值應該小于1.0，表示實際零件由于各種因素例如應力集中、尺寸效應和表面加工等而導致疲勞強度降低。疲勞因子越小，表明各種因素造成材料的疲勞強度下降越多。

圖3中的S-N曲線是采用平均應力σm=0對稱循環載荷作用下獲得的試驗曲線，實際的循環載荷可能是平均應力σm≠0循環載荷，此時必須用平均應力修正法則對圖3的S-N曲線進行修正[3]。目前常用的修正曲線有：索德伯格線性關系曲線、古德曼線性關系曲線、杰伯拋物關系曲線和橢圓型曲線。

汽輪給水機組蒸汽室受到的蒸汽壓力波動時間歷程曲線見圖4，圖4中曲線以5.32 MPa為基準做了歸一化處理。高周疲勞計算中利用該載荷-時間歷程曲線對蒸汽室的疲勞壽命進行計算。采用雨流計數法從該載荷-時間歷程曲線中提取應力循環，再利用邁因納線性累積損傷法則，求取蒸汽室1個波動工況內的損傷值，最后求得蒸汽室總的壽命。

圖4 蒸汽壓力波動曲線

本文應用ANSYS軟件的疲勞工具[4]對蒸汽室在受到圖4所示的載荷-時間歷程曲線時的疲勞壽命和損傷進行計算，為了保證零部件的使用安全性，本文采用最保守的索德伯格線性關系曲線進行S-N曲線修正。

圖5是疲勞強度因子取0.5時蒸汽室的壽命分布云圖。由圖5可見，疲勞強度因子取0.5時，蒸汽室的疲勞壽命屬于無限壽命，此時蒸汽壓力的波動不會對蒸汽室的疲勞壽命產生影響。為了進一步考察蒸汽室的疲勞壽命，圖6和圖7是疲勞強度因子為0.24和0.15時的蒸汽室壽命分布水平。由圖6和圖7可見，在疲勞強度因子為0.24時，蒸汽室的最小壽命也有105量級。由圖8疲勞強度因子為0.24時蒸汽室損傷分布可以看出，最小疲勞壽命位于蒸汽室和噴嘴腔的接管上部，和圖2給出的最大應力所在位置的結果一致，在機組的維護保養中值得重點關注該區域的使用情況。當由于鑄造缺陷或加工缺陷導致蒸汽室的疲勞強度因子降低到0.15時，蒸汽室中存在立刻破壞的區域，破壞發生在蒸汽室和噴嘴腔的連接管處，其余區域基本上仍然保持著很高的疲勞壽命。

圖5 kf=0.5時的疲勞壽命分布

圖6 kf=0.24時的疲勞壽命分布

圖7 kf=0.15時的疲勞壽命分布

圖8 kf=0.24時的疲勞損傷分布

通過對蒸汽室在蒸汽壓力波動影響下的疲勞分析可知，給水機組的蒸汽室在疲勞強度因子大于0.24時是足夠安全的，使用壽命可以得到保證。只有到蒸汽室因為鑄造質量以及加工質量得不到保證，導致疲勞強度因子大幅降低時，如0.15時，蒸汽室才會發生疲勞破壞現象。另外，通過對蒸汽室的疲勞壽命預測計算發現，蒸汽室和噴嘴腔的接管是蒸汽室中最易產生疲勞破壞的區域，值得重點關注。

2 轉子的疲勞分析

2.1 轉子的靜強度計算

機組由于受到蒸汽壓力波動的影響，主蒸汽壓力會發生大幅波動，從而引起機組轉速的波動。其最直接的影響是對汽輪機葉輪造成循環離心載荷作用，可能使得葉輪產生疲勞損傷，降低葉輪的使用壽命。

首先對葉輪進行靜態強度的校核計算，轉速取轉速波動時的最高轉速 7 874 r/min，葉輪材料為35CrMoV，300℃下材料的強度極限σb=735 MPa，屈服極限σs在蒸汽溫度300℃下為588 M Pa。圖9所示是葉輪的米氏應力分布，模型簡化了葉片和鍵槽的影響，葉片的影響以等效離心力的方式作用在葉輪外緣處，同時考慮到葉輪的對稱性，取1/3輪盤進行計算分析。

由圖9可知，最大米氏應力在葉輪內孔處，局部應力最大值為470 MPa，這是由于此處過盈產生較大的應力，不過最大應力并未超過材料的屈服極限。圖10和圖11分別給出了轉速7 874 r/min時，正應力和剪切應力的分布云圖。由圖可見，正應力最大值發生在輪緣頸部，輪緣頸部主要是由于此處葉輪截面積較小所致。剪切應力同樣在輪轂內孔處最大，剪切應力正負號僅表示方向。