基于彈塑性理論的燃機轉子壽命分析

丁繼偉，李巖

基于彈塑性理論的燃機轉子壽命分析

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合循環的13E2型燃氣輪機出現壓氣機轉子裂紋事故，為準確預測同類機組的疲勞壽命，基于彈塑性理論，考慮溫度場與離心力對燃機壓氣機轉子疲勞壽命的影響，建立該型燃氣輪機壓氣機轉子的有限元熱-固耦合數值仿真模型。基于低周疲勞理論，計算該燃氣輪機壓氣機轉子的疲勞壽命壽命為5333次，該燃氣輪機壓氣機轉子在電廠的實際疲勞壽命為4435次，計算誤差在20%以內。利用該方法可以較準確地估算燃氣輪機轉子的壽命。

燃機；轉子；低周疲勞；數值仿真

0 引言

聯合循環機組因其效率高、污染小的優點而被廣泛應用于發電站[1]，在機組反復啟停機過程中，各部件承受著交變載荷的作用，導致疲勞事故的發生，航空發動機與地面燃機同樣存在大量疲勞事故[2-7]。深圳南天電廠用于聯合循環的GT13E2型燃氣輪機，由阿爾斯通生產，簡單循環功率為174MW，聯合循環功率為250MW，于1995年投產，在2014年第9次大修時(運行情況：啟動4435次，運行時間73681h，等效運行時間229040h)發現，第20、21級壓氣機轉子固定葉片的2條彈性管槽處出現裂紋，如圖1、2所示。出現這種裂紋的主要原因是由反復啟機停機、變工況而引起的低周疲勞[8-9]。本文將以該型燃機壓氣機轉子的熱-固耦合數值仿真為基礎，結合疲勞壽命理論，分析該型燃機壓氣機轉子的疲勞壽命。

圖1 壓氣機轉子上產生裂紋的位置

圖2 機組實際裂紋

1 數值仿真建模

1.1 幾何建模

所建立的幾何模型如圖3所示，為提高計算效率及減小對硬件資源的需求，取轉子的30扇區作為計算模型，并在第20級、21級分別裝配3只葉片、4只隔葉塊。在彈性管槽內裝配有彈性管，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，達到固定葉片的目的。

圖3 幾何模型

1.2 網格劃分

網格模型如圖4所示，為結構化網格，網格的總數為31.3萬，其中六面體網格28.9萬個，五面體2.4萬個。對重點考核部位轉子彈性管槽進行了網格加密，接觸面位置的網格匹配度較好，且均為六面體網格，其余位置的網格較為稀疏。

圖4 網格模型

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。該機組壓氣機的材料牌號為St572S (26NiCrMoV11-5)，溫度場的數據由流體組提供，計算部位的溫度及溫升速率如表1所示。因為流體網格與固體網格的不匹配，本文通過編寫流固網格的插值程序，來實現固體表面溫度邊界條件的賦值。該燃機的轉速為3000r/min。

輪盤的軸向端面與輪盤底部在柱坐標系下全約束，輪盤扇區切面處約束周向，最外側隔葉塊約束周向。各隔葉塊與輪盤之間、隔葉塊與葉片之間建立接觸，摩擦系數為0.1，法向為硬接觸。

表1 計算部位的溫度及升溫速率

2 數值仿真結果分析

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

圖5 溫度場計算結果

圖6 只有離心力作用下的應力場計算結果

圖7 只有溫度場作用下的應力場計算結果

圖8 離心力與溫度場共同作用下的應力場計算結果

3 輪盤的壽命預測

3.1 疲勞壽命預測模型

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

Morrow修正的Manson-Conffin公式[13]為

材料參數利用通用斜率法[14]獲取：

3.2 疲勞壽命結果分析

利用疲勞壽命軟件，輸入相應的材料參數、載荷譜及相應的彈塑性分析結果，選取帶Morrow修正的Manson-Conffin公式作為壽命分析算法，得到的壽命結果如圖9所示。壽命最小的位置出現在第21級榫槽的進氣側彈性管槽內，大小為 5333次；第21級榫槽的出氣側彈性管槽內的壽命為6309次，第20級榫槽彈性管槽內的壽命為12000次左右，壽命較短的位置均出現在應力較大的位置。該機組的實際運行情況是：2014年第9次大修時(啟動4435次)，在固定壓氣機葉片的2條彈性管內發現裂紋，裂紋出現的位置與計算結果相同，但數值計算結果要大于機組實際運行的循環次數，主要是數值計算未考慮結構、加工、工藝等因素對疲勞壽命的影響[15]。

圖9 壽命分析結果

4 結論

針對GT13E2聯合循環用燃氣輪機出現的壓氣機轉子裂紋事故進行了數值仿真與疲勞壽命計算，疲勞壽命計算結果比實際情況大20%，主要是數值計算未考慮結構、加工、工藝等因素對疲勞壽命的影響。

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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。

(責任編輯 車德競)