某型煙氣輪機葉片的應力應變分析

何金鐘，王茂廷

（遼寧石油化工大學，遼寧 撫順 113001）

模擬與計算

某型煙氣輪機葉片的應力應變分析

何金鐘，王茂廷

（遼寧石油化工大學，遼寧 撫順 113001）

通過對某型煙氣輪機葉片進行分析研究，葉片的斷裂事主要是疲勞斷裂，故先用solidworks畫出葉片模型，在利用有限元分析軟件ANSYS 14.0對其進行彈塑性應力應變分析，在分析過程中沒有人為假設邊界條件，因而得出的結果比較有參考價值。

煙氣輪機; 葉片; 應力應變; ANSYS

煙氣輪機目前是催化裂化裝置中比較重要的能量回收系統，這些催化裂化裝置在生產過程中要產生大量的高溫(650 ℃以上)再生煙氣，通常的做法是將煙氣通過洗滌塔后排入大氣，造成了煙氣能量的浪費。但是煙氣輪機可將煙氣含有的熱量轉化為機械能發電，是當前國內外催化裂化裝置最有效的回收能量方法，一旦煙機發生故障停機將造成整個裝置非常大的經濟損失［1］。

煙氣輪機葉片作為煙機的重要部件，長時間在高溫高速環境下運行，還要受到煙氣中催化顆粒的沖刷，惡劣工作環境使葉片故障占煙機故障停機很大一部分。煙機葉片的斷裂事故較多為疲勞斷裂，從煙機進氣室導入的高溫低壓煙氣中會含有腐蝕性的催化劑顆粒，在煙機轉子高速旋轉下，從各種角度直接碰撞到煙機葉片上，葉片高速旋轉時產生的應力與催化劑顆粒的沖蝕相互作用，最終導致葉片斷裂失效。煙機葉片的主要失效形式為應力集中,沖蝕,累積損傷等方面。葉片主要受兩個力作用，一是離心拉應力，由葉片自身的質量產生，由于葉片高速旋轉會受重力作用，便產生了離心力拉應力，而葉片本身并非規則的圖形，且有曲面，因而偏心拉伸較容易產生彎曲應力［2］。二是氣流彎曲應力，對葉片產生彎曲應力，方向不定。除此之外，還有熱應力和扭轉應力作用，一般情況下，它們的作用力小，作用效果不明顯，通常忽略不計，因此葉片所受應力主要有離心拉應力、離心彎曲應力和氣流彎曲應力［3］。

1 建模與計算

1.1 建立模型及設定材料參數

本例煙機一級共含有63個葉片,取一個周期對稱段來進行分析，即葉輪的1／63。由于葉片造型相對復雜，所以先在solidworks中建立葉片, 然后選擇文件另Parasolid（*.x_t）形式并且保存，再啟ANSYSUtilityMenu＞File＞Import＞PARA 命令，彈出ANSYS Parasolid接口的對話框，選擇所需Parasolid文件，再PlotCtrls＞Style＞Solid ModeFacets…＞NormalFaceting＞OK,然后右鍵Replot,這樣模型變成功導入［4］，如圖1。接下來是葉片材料參數，采用的是鎳基高溫合金GH738，密度DENS=8.22e3，工作溫度下彈性模量是EX1.78e11=1.78 GPa，轉子轉速為668 rad/s,泊松比是PRXY=0.3。

1.2 網格劃分及計算

模型網格的劃分是之后模型計算重要的一步，本例采用自由劃分，因為模型是四面體單元，因此單元類型選solid Tet 10 node 187,而且在劃分網格密度時選擇了smart size7,劃分完如圖2。

圖1 煙氣輪機葉片Fig.1 Flue gas turbine blade

圖2 有限元網格圖Fig.2 The finite element mesh diagram

葉片應力應變有限元分析原理是［5］:（1）單元位移模式，單元在整體坐標系oxyz及局部坐標系o ξηζ下的形狀如圖3,4所示。

圖3 整體坐標Fig.3 The global coordinate system

圖4 局部坐標Fig.4 Local coordinate

單元整體坐標系中所有節點坐標可寫為[φ]e=[x1, y1, z1...x10,y10,z10]T整體和局部坐標之間轉化關系：

則單元內任一點p的體積坐標有L1+L2+L3+L4=1，則形函數是：

其中：

ω—轉子角速度；

ρ—葉片密度。

2 計算結果及分析

2.1 應變位移分布圖

利用1.1中建立的有限元模型，通過ANSYS軟件對煙機葉片進行三維彈塑性應力及應變分析，在額定轉速和載荷下，葉片的應力應變分布圖如圖5至圖10，應變位移分布圖如圖5,6,7所示。

圖5 X方向位移分布圖Fig.5 X direction displacement distribution map

2.2 應力分布圖

對葉片進行應力分析是非常必要的，能為以后計算模擬疲勞做鋪墊，因此本例對葉片各個方向進行了應力分析如圖8至圖10所示。

圖6 Y方向位移分布圖Fig.6 Y direction displacement distribution map

圖7 總變形圖Fig.7 The total deformation diagram

圖8 X方向應力分布圖Fig.8 X direction stress distribution

圖9 Y方向應力分布Fig.9 Y direction stress distribution

通過以上的分析［6］，可知網格劃分后的節點數是109 415，單元數是535 043，X方向最大應變是5.379×10-3mm,Y方向最大應變是7.592×10-4mm, Z方向最大應變是3.113×10mm。X方向最大應力是555 MPa,Y方向最大應變是908 MPa, Z方向最大應力是761 MPa。

圖10 Von Mises等效應力分布圖Fig.10 Von Mises equivalent stress distribution map

3 總 結

在本文中葉片在高速旋轉中，通過模擬計算，由于旋轉引起的葉片的應力和變形都很小，在圖中可以看到一些應力應變較集中的區域 。除了樅樹榫之外，葉身應力最大位置出現在葉片吸力面根部的兩側及壓力面盆部，葉片根部和壓力面出氣端等是沖蝕較為嚴重的部位，容易受到損傷，通過這樣的計算分析，可以為之后研究葉片的疲勞失效打基礎。

［1］劉延利，鐘群鵬，田永江．煙氣輪機葉片失效分析[J]．汽輪機技術，1999，41(4)：252-256.

［2］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，2006，35(1)：56-63．

［3］王全忠，安寧，李軍．汽輪機葉片的靜動應力分析及高低周疲勞壽命估算[J]．山西電力技術，1998，4(2)：6-10．

［4］張忠將.solidworks 2011機械設計完全實例教程[M].北京：機械工業出版社,2012.

［5］張秀輝. ANSYS14.0有限元分析從入門到精通[M]. 北京：機械工業出版社,2013.

［6］顏云輝，謝里陽，韓清凱.結構分析中的有限元法及其應用.沈陽：東北大學出版社,2000.

Stress Strain Analysis of a Certain Type of Gas Turbine Blade

HE Jin-zhong, WANG Mao-ting
( Liaoning Shihua University, Liaoning Fushun 113001, China)

Through analysis of a certain type of gas turbine blades, it’s pointed out that the breakage accident of the blade is mainly caused by the fatigue fracture. First the blade model was drawn with Solidworks, then finite element analysis software ANSYS 14.0 was used to carry out the elasto plastic stress strain analysis. Without artificial assumption of boundary condition in the analysis process, the obtained results have high reference value.

Flue gas turbine ; Blade; Stress strain; ANSYS

TQ 051

A

： 1671-0460（2015）01-0198-03

2014-08-14

何金鐘（1986-），男，遼寧撫順人，碩士研究生。