某E232型雙級煙氣輪機二級動葉片應力及模態(tài)分析

林國慶，呂忠勝，王 皓，于文鑫，章 磊

(1.吉林化工學院機電工程學院，吉林吉林132022;2.睿能(四平)北方能源技術有限公司，吉林四平136001;3.中國石油吉林石化公司乙二醇廠，吉林吉林132022;4.中石油云南石化有限公司生產(chǎn)三部，云南昆明650000)

某廠催化裂化裝置車間煙機類型為E232型雙級煙氣輪機，于1987年11月投入使用，目前仍處于在線服役狀態(tài)，至今已運行20余年.因煙機本身故障引起的最近一次停機為2012年10月，在運行期間，振動幅度突然增大，運行聲音異常，系統(tǒng)連鎖停機，停機后解體發(fā)現(xiàn)二級動葉片自根部發(fā)生斷裂，斷裂葉片葉身飛出，葉根仍在輪盤上，煙機圍帶、殼體及其中一幅板不同程度地被擊傷.

為查明葉片斷裂原因，對發(fā)生斷裂的煙機二級動葉片采取數(shù)值模擬的方式進行應力［1］及模態(tài)分析，在此基礎上找到煙機葉片應力最大值發(fā)生的部位及固有頻率和陣型，避免再次發(fā)生類似事故.

1 葉片性能參數(shù)介紹

葉片材質為GH738的鎳基高溫合金，此合金的法國牌號為NC20K14，美國牌號為Waspaloy，國內牌號為GH864，其拉伸性能如表1所示.該合金［2］具有良好的強度、韌性、耐熱性及耐蝕性.葉片工作溫度650℃，材料密度為8.22 g/cm3，工作溫度下彈性模量為178 GPa，泊松比為0.3，計算采用的煙機轉子轉速為6 380 r/min，二級靜葉片數(shù)60，每一級均有63片動葉片，且形狀分布規(guī)則.

表1 GH738材料拉伸性能

2 煙機葉片應力分析

2.1 葉片有限元模型的建立

由于葉片—輪盤組件的幾何形狀和所承受的載荷具有對稱性，故將輪盤簡化為一個軸對稱體結構進行強度分析，只建立其中的一個模型進行分析就可以近似的等價于對整個葉片—輪盤組件進行了分析.為了分析的方便，首先對葉片、輪盤模型忽略了一些細節(jié)，去掉影響不大的特征，創(chuàng)建葉片、輪盤模型，采用映射劃分網(wǎng)格的方法進行網(wǎng)格劃分.

在選擇單元類型時，單元類型為solid 92 10節(jié)點4面體單元，因為榫頭與輪盤之間有接觸，所以此時要考慮接觸非線性帶來的影響，該單元可以模擬形狀不規(guī)則的二次位移模式，同時選用TARGE170和CONTA174單元，整個模型共分為25591個單元，38735個節(jié)點.

2.2 施加葉片工作載荷及約束條件

在對葉片進行應力應變分析和模態(tài)分析時，由氣流沖擊產(chǎn)生的氣動載荷可認為是一常數(shù).作用在葉片上的主要載荷是葉片-輪盤組件在旋轉時產(chǎn)生的離心力，力的大小與它的角速度有關，離心力可以通過對葉片模型施加角速度來模擬，其角速度大小為667.77 rad/s，可由該廠煙機葉片相關的圖紙數(shù)據(jù)獲得.

對葉片施加約束時，葉片根部與榫槽接觸，通過創(chuàng)建接觸對來施加接觸約束，因為葉片榫槽端面有擋圈，本文雖然簡化了模型，但是通過使用對葉片榫槽端面限制軸線方向的移動自由度的方法，其作用是類似的.

2.3 煙機葉片應力應變結果及分析

利用前面建立的有限元模型，在ANSYS 12.0 Workbench軟件［3］中進行應力應變分析后，得到二級動葉片的吸力面和壓力面以及榫槽接觸部位的應力應變分布，分別如圖1和2所示.

圖1 二級動葉片吸力面應力應變分布圖

圖2 二級動葉片壓力面應力應變分布圖

從以上計算結果不難發(fā)現(xiàn):除輪盤以外，葉片榫齒根部的應力分布最大，在葉身部分應力最大位置發(fā)生在葉片吸力面根部和壓力面葉背部，其中沖蝕較嚴重的部位是吸力面根部前側和壓力面出氣端，發(fā)生疲勞破壞和葉片斷裂的可能性較大，容易受到損傷，與前面介紹的情況一致;從圖中可以明顯的看出，葉片壓力面的應力水平明顯大于吸力面，這也正是葉片壓力面比吸力面容易斷裂的原因，從而驗證了有限元法分析的準確.

最大應力、應變點位于葉片出氣邊位置，根據(jù)ANSYS軟件計算結果的應力應變圖，如圖1、圖2所示，得到煙機二級動葉片的最大應力值為571.69 MPa，最大應變?yōu)?2.858 5 ×10－3mm，榫齒與輪盤接觸部位最大等效應力值為25 4.85 MPa.

3 葉片模態(tài)分析

葉片事故在煙機故障中占有一定的比例，在這些葉片事故中，大多數(shù)是由疲勞裂紋引起的，而共振是引起疲勞裂紋的主要因素［4］，葉片一旦發(fā)生共振，在較短時間內就可產(chǎn)生疲勞裂紋，因截面面積減小承受不了離心力和氣流力的載荷而被拉斷，此時不能及時停機，使破碎的葉片對其他葉片造成撞擊，然后被撞擊的葉片形狀發(fā)生改變最后導致葉片斷裂.轉子因此失去平衡而發(fā)生強烈振動，引起了更嚴重的事故，因此，葉片在工作過程中，為防止葉片發(fā)生疲勞破壞而影響葉片的安全運行，應盡量使葉片的激振力頻率避開它的自振頻率，避免發(fā)生共振.為此必須對引起葉片共振的激振力、葉片的自振頻率以及避免共振的條件等問題加以研究.

3.1 葉片低頻激振力的計算

使葉片發(fā)生振動的周期性外力稱為激振力，按頻率的高低也有低頻和高頻之分.在煙機的輪盤上，個別地方的氣流方向或大小可能異常，葉片每轉到此處，其受力就變化一次，此時形成的激振力稱為低頻激振力，結構上的原因是形成低頻激振力的主要原因［5］.

若一級中有個激振源［6］，則此時激振力的頻率變?yōu)?

式中:n為轉子轉速，r/s;T為激振力的周期，s;w為激振力的圓頻率，rad/s.由此可見，能夠引起葉片共振的低頻激振力的頻率fd恰好為轉子轉速的 i倍(i=1，2，3，…，n)，因此在調試葉片的頻率時應當注意.

本文中，轉子轉速為6380RPM，假設一級中只有一個激振源，則根據(jù)公式(1)任意葉片的低頻激振力為 fd=106.33 Hz.

3.2 葉片高頻激振力的計算

受出氣邊厚度的影響，使靜葉片出氣邊尾跡

通常一級的靜葉數(shù)為z=40～80，n=50 r/s，則激振力的頻率范圍為fg=2000～4000 Hz，因此這類激振力叫做高頻激振力.

本文計算采用的煙機轉子轉速為6 380 r/min，二級靜葉片數(shù)60，根據(jù)公式(2)計算得到煙機二級動葉片的高頻激振力為6 380 Hz.

3.3 葉片模態(tài)結果分析

ANSYS提供了多種模態(tài)分析方法［7］，目前因Block Lanczos法求解精度高、計算速度快等優(yōu)點而被廣泛應用在求解大型特征值問題，本文也是通過其中的Block Lanczos法來實現(xiàn)葉片的動態(tài)特性模擬.在進行模態(tài)分析時利用ANSYS軟件自帶的創(chuàng)建接觸對和施加周期對稱的約束來模擬葉片與輪盤的接觸情況，使計算的葉片動頻率及陣型更接近實際，通過分析獲得該煙機二級動葉片前十階動頻率，見表2.處的氣流參數(shù)分布不均勻，導致形成的氣流場不均勻，動葉片在流經(jīng)此不均勻的氣流場時，作用在葉片上的力會突然的增大與減小，整個過程是在瞬間發(fā)生的，如此反復，動葉片每次流經(jīng)靜葉流道時，所受的氣流力都會發(fā)生變動，也就經(jīng)歷了一次激振力的作用.假設整圈靜葉數(shù)目為一級，在全周進氣時，葉片單位時間內的激振次數(shù)即激振頻率為:

表2 二級動葉片前十階固有頻率

將表2與前面介紹的激振力分析對比可以發(fā)現(xiàn)，根據(jù)理論公式計算得到的高頻激振力(6 380 Hz)遠大于用有限元軟件模態(tài)分析時得到的最大固有頻率，本文并未計算到如此高階的頻率，這是一個模態(tài)截斷的問題.所以可以初步得到結論:高頻激振力對葉片影響不大，影響較大的主要是低頻激振力，例如之前計算葉片的低頻激振力為106.33 Hz，接近二級動葉片的第四階動頻率ω4，故低頻激振力對葉片的威脅較大.

圖3 二級動葉片前十階陣型

通過模態(tài)分析截取二級動葉片的前十階陣型，如圖3所示，從圖上可以看出，隨著葉片自振頻率及階數(shù)的增加，葉身中間部位的陣型變化較明顯，主要是因為從一階到十階葉片發(fā)生橫向位移的移動和扭曲，加劇了葉片的損壞.因此在實際運行過程中，要及時調整葉片的自振頻率以避開激振力頻率，使其不產(chǎn)生共振，防止疲勞破壞，

4 結 論

(1)經(jīng)過有限元應力應變分析，獲得二級動葉片的應力應變分布，最大應力點位于葉片出氣邊，其中沖蝕較嚴重的部位是吸力面根部前側和壓力面出氣端，葉片發(fā)生破壞的可能性較大，容易受到損傷.葉片壓力面的應力水平明顯大于吸力面，這也正是葉片壓力面比吸力面容易斷裂的原因，從而驗證了有限元法分析的準確.

(2)煙機二級動葉片的最大應力值為571.69 MPa，更接近材料的屈服應力，使材料發(fā)生變形的概率進一步擴大;最大等效應變?yōu)?.858 5×10－3mm，榫齒與輪盤接觸部位最大等效應力值為254.85 MPa.

(3)對煙機二級葉片進行模態(tài)分析，獲得葉片前十階動頻率(固有頻率)及陣型，經(jīng)分析計算可知，作用在葉片上的所有激振力中，對葉片影響較大的主要是低頻激振力，而高頻激振力影響并不大，為了避免葉片共振發(fā)生造成的破壞，應調整葉片的自振頻率.

［1］ 陳福來，帥健，丁克勤.煙氣輪機葉片應力分析與壽命評估方法評述［J］.石油化工設備，2006，5(1):56-63.

［2］ 陳董清.煙氣輪機動葉片失效分析［J］.腐蝕科學與防護技術，2005，17(4):725-728.

［3］ 宋志安，于濤，李紅艷，等.機械結構有限元分析—ANSYS與ANSYS Workbench工程應用［M］.北京:國防工業(yè)出版社，2010.

［4］ 趙鉞.煙氣輪機轉子剩余壽命預測［D］.沈陽:沈陽工業(yè)大學，2007.

［5］ L.V.Kravehuk，K.P.Buiskikh，G.V.Trunov.Thermal stablitity of ceramic gas turbine blade models［J］.Strength of Materials，1995，27(10):621-625.

［6］ 李多民.化工過程機器［M］.北京:中國石化出版社，2006

［7］ 宋志安，于濤，李紅艷，等.機械結構有限元分析—ANSYS與ANSYS Workbench工程應用［M］.北京:國防工業(yè)出版社，2010.