某型徑向透平葉輪強度分析

丁繼偉 姜東坡 邵志偉

(哈爾濱電氣股份有限公司，黑龍江 哈爾濱150028）

由于徑向透平具有造價低廉、結構緊湊、制造工藝簡單、流量小等特點[1]，越來越受到電廠及研究機構的重視。葉輪作為天然氣徑向透平的重要部件，由于其工作轉速高、工作壓力大，若設計不合理，存在破壞的風險。本文以某型徑向透平的葉輪設計為基礎，基于有限元理論，對徑向透平的強度、模態進行了分析，并按相關標準校核了葉輪的強度。

1 數值仿真模型

1.1 幾何模型級網格劃分

根據葉輪設計參數及葉輪的結構特點，采用四節點的四面體非結構化網格對葉輪進行網格劃分，得到的網格模型如圖1所示。

圖1 葉輪的網格模型

1.2 邊界條件

根據葉輪在整機中的裝配關系，在進行靜力學計算時的邊界條件（如圖2 所示）為：a.在葉輪凸臺平面處施加軸向位移約束；b.在葉輪中心孔圓柱凸臺處施加切向位移約束。

圖2 葉輪的邊界條件示意圖

1.3 載荷

徑向透平在實際運行過程中，葉輪受到壓力載荷、離心力載荷、溫度載荷、裝配預緊力載荷的共同作用，對于低溫徑向透平而言，離心力載荷是造成葉輪破壞的主要載荷，其他載荷相對于離心力載荷而言非常小，可以忽略不計。葉輪在正常工作狀態下的轉速為8300 轉每分鐘，最大連續工作轉速為8715 轉每分鐘，根據相關標準要求115%的超速要求，超速轉速為10023 轉每分鐘。

1.4 材料

該葉輪所使用的材料為牌號為FV520B，其材料屬性如表1所示。

表1 FB520B 的材料屬性

1.5 網格無關性檢驗

以葉輪中心孔的等效應力作為參考值，進行數值仿真模型的網格無關性檢驗[2-4]，網格無關性的檢驗結果如圖3 所示。由圖3 可以看出，當單元數量大于79401 時，葉輪中心孔處的最大等效應力幾乎不再隨網格數量的變化而變化，故選用79401 個網格作為最終計算所采用的網格數量。

圖3 網格無關性檢驗結果

2 計算結果分析

2.1 強度計算結果分析

葉輪的正常工作轉速為8300 轉每分鐘，其強度計算算結果如圖4 至圖7 所示。

圖4 葉片等效應力分布

圖5 中心軸向剖面等效應力分布

圖6 中心孔最大主應力分布

圖7 輪背面最大主應力分布

由圖4 至圖7 可以看出，葉輪最大應力出現在中心內表面，大小為101Mpa，其軸向位置與質心軸向位置一致，其余位置應力水平較低。

2.2 剛度計算結果分析

葉輪在設計工況下的徑向變形如圖8 所示。由圖8 可以看出，在離心力作用下，葉輪徑向尺寸變大，若葉輪與靜子間隙過小，會發生碰摩。

圖8 葉輪在設計工況下的徑向變形

葉輪在設計工況下的軸向變形如圖9 所示。由圖9 可以看出，葉輪的葉片與輪盤向遠離靜子的方向變形，即在軸向方向上，葉輪兩端的部位（葉片和輪盤）均向靠近質心方向變形，而遠離靜子件，所以不會再軸向發生碰摩現象。

圖9 葉輪在設計工況下的軸向變形

2.3 模態計算結果分析

在設計工況下，由于葉輪受到載荷作用而發生變形，物理屬性中的質量和彈性模量發生了變化，使其固有頻率發生變化，固有頻率的計算結果如表2 所示。

表2 葉輪在設計工況下的固有頻率

3 結果校核

參照標準《JB/T 7676-1995 能量回收透平膨脹機》[5]對計算結果進行校核。該標準中規定：a.在正常工況下，葉輪的等效應力安全系數大于1.5；b.工作轉速范圍內不出現共振，且遠離臨界轉速20%以上。

中心孔位置的應力最大，為101Mpa，安全系數為9.9，大于1.5，滿足標準要求。工作轉速為8300 轉每分鐘，對應的頻率為138.33Hz，遠遠低于前四階固有頻率，遠離臨界轉速的20%以上，葉輪的動力學特性滿足要求。

4 結論

經過對某型徑向透平葉輪的強度分析，可以得到如下結論：a.應力最大的位置發生在中心孔，大小約為101Mpa；b.葉輪的徑向變形為0.0293mm，軸向變形為0.005mm；c.經校核，該徑向透平葉輪的強度、振動滿足標準要求。