核電汽輪機(jī)多級共用輪盤復(fù)雜套筒轉(zhuǎn)子溫度環(huán)境分析

核電汽輪機(jī)多級共用輪盤復(fù)雜套筒轉(zhuǎn)子溫度環(huán)境分析

車輪安裝旋轉(zhuǎn)元件通過車輪盤和殼體的自適應(yīng)過度安裝，以實現(xiàn)車輪的扭轉(zhuǎn)。在運(yùn)行狀態(tài)下，由于離心力和熱脹的影響，車輪板的開口變大。為了確保車輪盤和殼體之間沒有松動，車輪盤和殼體之間必須有足夠的安裝量。然而，如果安裝量過大，車輪盤和殼體之間接觸面附近的負(fù)荷過大，對旋轉(zhuǎn)的強(qiáng)度不利?，F(xiàn)代機(jī)車的安裝旋轉(zhuǎn)通常采用復(fù)雜的胎盤結(jié)構(gòu)和殼體。例如，在幾個輪子級別使用胎盤，不僅胎盤的較大沉降負(fù)荷，而且溫度和離心力的傳輸非常對稱，這增加了傳輸?shù)脑O(shè)計難度。國內(nèi)外學(xué)者對汽輪機(jī)套裝轉(zhuǎn)子設(shè)計和運(yùn)行狀態(tài)下輪盤與主軸接觸面法向應(yīng)力下降引起的松動問題進(jìn)行了研究.顧衛(wèi)東等采用有限元法對200MW汽輪機(jī)末級葉輪的簡化對稱模型進(jìn)行了研究,給出等裝配過盈量情況下輪盤內(nèi)孔表面的法向應(yīng)力分布.張霞等研究了高速主軸軸承內(nèi)環(huán)的過盈配合問題,根據(jù)彈性力學(xué),推導(dǎo)出輪盤與主軸裝配過盈量的計算公式,并采用有限元法模擬了離心力對接觸面應(yīng)力的影響.高俊鵬采用有限元法計算比較了不同接觸面形狀下燃?xì)廨啓C(jī)對稱紅套輪盤的應(yīng)力分布,并進(jìn)行接觸面的優(yōu)化設(shè)計.章巧芳等利用Ansys有限元軟件模擬了帶有一級葉片的汽輪機(jī)輪盤與主軸過盈配合問題,分析了裝配過盈量與轉(zhuǎn)子應(yīng)力分布的關(guān)系.施麗銘等利用三維有限元計算分析方法對非對稱簡單輪盤進(jìn)行了研究,得到松動轉(zhuǎn)速的臨界值,并優(yōu)化了該型號汽輪機(jī)套裝葉輪的過盈設(shè)計.Zhang等采用有限元法和三維模型計算了齒輪盤與軸過盈配合的接觸面應(yīng)力,得到了不同于傳統(tǒng)方法的裝配過盈量優(yōu)化方法.綜上所述,大多數(shù)研究以對稱輪盤或帶單級葉片的簡單輪盤為對象,而對大型汽輪機(jī)復(fù)雜輪盤與主軸結(jié)構(gòu)套裝轉(zhuǎn)子的研究尚不多見.筆者利用Abaqus有限元軟件,針對某大型核電汽輪機(jī)套裝轉(zhuǎn)子,建立軸對稱有限元模型,研究裝配套裝轉(zhuǎn)子的應(yīng)力場分布及穩(wěn)態(tài)運(yùn)行工況下的溫度場和應(yīng)力場分布,并對比分析裝配和穩(wěn)態(tài)運(yùn)行工況下接觸面的法向應(yīng)力,為套裝轉(zhuǎn)子的設(shè)計和運(yùn)行提供理論指導(dǎo).1研究對象和理論模型1.1輪盤與主軸接觸的網(wǎng)格劃分研究對象為某大型核電汽輪機(jī)的低壓套裝轉(zhuǎn)子,結(jié)構(gòu)見圖1.在計算中,葉片對輪盤的作用處理為熱傳導(dǎo)和離心力載荷.由圖1可以看出,蒸汽從輪盤中部進(jìn)入后向左、右兩側(cè)流出.兩側(cè)輪盤對稱分布,各有4個輪盤和10個汽輪機(jī)級.其中,靠近進(jìn)口的左、右第一級輪盤上設(shè)置7個汽輪機(jī)級,其后的各個輪盤上各有1個汽輪機(jī)級.此外,所有輪盤與主軸之間的接觸并非整個面全部接觸.輪盤和主軸之間存在接觸分離點(diǎn)(見圖2),位于接觸面兩側(cè),且在分離點(diǎn)處的主軸為表面發(fā)生一定曲率變化的結(jié)構(gòu).在套裝轉(zhuǎn)子的有限元離散中,根據(jù)不同部位的幾何形狀,混合采用非均勻四節(jié)點(diǎn)雙線性熱力耦合單元(CAX4T)和三節(jié)點(diǎn)雙線性熱力耦合單元(CAX3T),計算區(qū)域的網(wǎng)格劃分見圖2.為了細(xì)致反映出輪盤和主軸之間的接觸特性,細(xì)化了接觸面網(wǎng)格(見圖2中局部放大).由于網(wǎng)格數(shù)量和質(zhì)量對計算收斂性的影響很大,經(jīng)過網(wǎng)格敏感性測試,最終確定計算單元總數(shù)為349634個,其中包括343048個CAX4T單元和6586個CAX3T單元,節(jié)點(diǎn)總數(shù)為359298個.1.2裝裝式力載荷和約束邊界條件套裝轉(zhuǎn)子的材料為26NiCrMoV14-5,該材料特性隨溫度的變化見表1.熱邊界條件為:溫度場計算中套裝轉(zhuǎn)子表面與周圍蒸汽發(fā)生對流換熱.套裝轉(zhuǎn)子各部位表面的蒸汽溫度由汽輪機(jī)熱力計算確定,輪盤兩側(cè)、輪盤外緣、汽封、光軸表面和葉根槽的傳熱系數(shù)計算公式采用文獻(xiàn)和文獻(xiàn)中推薦的公式,其中相關(guān)結(jié)構(gòu)參數(shù)和各部位表面的蒸汽參數(shù)由生產(chǎn)廠家提供.力載荷邊界條件為:由于需要分析裝配套裝轉(zhuǎn)子和穩(wěn)態(tài)運(yùn)行時輪盤與主軸的應(yīng)力分布和接觸情況,故計算工況分為2種:裝配和穩(wěn)態(tài)運(yùn)行工況.對于裝配工況,在一定的過盈作用下,分析輪盤與主軸的應(yīng)力分布和接觸情況.對于穩(wěn)態(tài)運(yùn)行工況,在裝配的基礎(chǔ)上,加載套裝轉(zhuǎn)子自重造成的離心力和葉片作用榫槽處的葉片離心力.其中,葉片離心力由廠家提供,以法向平均載荷的方式加載在葉根榫槽受力面(見圖3).由于氣流力作用,葉片形成的彎曲應(yīng)力遠(yuǎn)小于葉片離心力,因此計算中不考慮此部分的力載荷.套裝轉(zhuǎn)子的轉(zhuǎn)速為1500r/min.約束邊界條件為:為防止計算過程中套裝轉(zhuǎn)子發(fā)生軸向位移,在主軸的左端施加軸向位移約束(見圖2).通過主軸與輪盤之間的過盈配合,建立套裝轉(zhuǎn)子結(jié)構(gòu)系統(tǒng).模擬套裝轉(zhuǎn)子所有輪盤的套裝過程如下:先加熱輪盤,直至過盈消失,將輪盤移到與主軸之間配合的位置,然后通過冷卻方式使輪盤與主軸接觸,進(jìn)而將主軸與輪盤冷卻至室溫,增大主軸與輪盤之間的裝配應(yīng)力,從而建立套裝轉(zhuǎn)子結(jié)構(gòu)系統(tǒng).計算中采用了彈塑性有限元模型,旨在了解套裝過程中屈服可能出現(xiàn)的位置,盡量使套裝轉(zhuǎn)子的結(jié)構(gòu)強(qiáng)度在彈性范圍內(nèi).2計算結(jié)果和分析2.1輪盤與主軸接觸面應(yīng)力分析裝配套裝轉(zhuǎn)子結(jié)構(gòu)的溫度均勻,且為室溫,圖4給出了穩(wěn)態(tài)運(yùn)行工況下套裝轉(zhuǎn)子的溫度場分布.由圖4可以看出,蒸汽進(jìn)口處輪盤和主軸內(nèi)的溫度最高,達(dá)到250℃.隨著蒸汽向兩側(cè)流動,由于蒸汽膨脹做功,蒸汽溫度逐級降低,造成輪盤和主軸內(nèi)的溫度沿軸向也逐漸降低.兩側(cè)最后一級輪盤及其接觸主軸區(qū)域內(nèi)的溫度低于70℃.溫度的不均勻分布造成系統(tǒng)結(jié)構(gòu)熱膨脹,因此需要對比分析裝配和穩(wěn)態(tài)運(yùn)行工況下輪盤與主軸接觸面應(yīng)力的分布.2.2輪盤與主軸接觸面的應(yīng)力分析圖5和圖6分別給出了裝配和穩(wěn)態(tài)運(yùn)行工況下套裝轉(zhuǎn)子內(nèi)的應(yīng)力分布,其中1~4分別表示第1~第4個輪盤.由圖5和圖6可以看出,接觸面處的應(yīng)力最大,即在套裝轉(zhuǎn)子裝配過程中,輪盤由于冷卻收縮與主軸接觸,產(chǎn)生了較大的接觸面應(yīng)力,從而使得輪盤和主軸之間能夠過盈配合,保證輪盤與主軸連接可靠和傳遞扭矩安全.由圖5還可以看出,應(yīng)力最大的分布區(qū)域為圖2中主軸和輪盤接觸分離點(diǎn)的周圍區(qū)域,該區(qū)域內(nèi)主軸表面結(jié)構(gòu)的曲率發(fā)生變化,從而造成應(yīng)力集中,此處的應(yīng)力值已達(dá)到室溫時對應(yīng)的材料屈服強(qiáng)度(700MPa).然而,對于輪盤與主軸接觸面,應(yīng)力集中的區(qū)域非常小,其應(yīng)力不會對整個接觸區(qū)域的應(yīng)力分布趨勢和結(jié)果產(chǎn)生影響.從大部分結(jié)構(gòu)的應(yīng)力分布來看,其應(yīng)力值小于室溫時對應(yīng)的材料屈服強(qiáng)度.同時,由圖6還可以看出,應(yīng)力最大值點(diǎn)仍位于圖2中主軸和輪盤接觸分離點(diǎn)的周圍區(qū)域,接近運(yùn)行溫度下對應(yīng)的材料屈服強(qiáng)度.然而,最大應(yīng)力值區(qū)域非常小.從結(jié)構(gòu)設(shè)計來看,無論是裝配還是穩(wěn)態(tài)運(yùn)行工況,此區(qū)域內(nèi)輪盤和套裝轉(zhuǎn)子結(jié)構(gòu)特征都應(yīng)引起重視,在保證整體結(jié)構(gòu)安全的前提下,可以通過結(jié)構(gòu)優(yōu)化來減小此區(qū)域的應(yīng)力.對比圖5和圖6可知,套裝轉(zhuǎn)子結(jié)構(gòu)內(nèi)由于溫度不均勻而產(chǎn)生的熱應(yīng)力和外力載荷作用造成了整個裝配套裝轉(zhuǎn)子應(yīng)力場的重新分配.輪盤受熱和受拉后內(nèi)孔脹大,一方面減弱了輪盤與主軸接觸面間的擠壓作用,另一方面增大了輪盤內(nèi)法向拉應(yīng)力.與第1個輪盤接觸的主軸內(nèi)部Mises應(yīng)力值由150MPa左右減小為60MPa左右,且第1個輪盤接觸區(qū)域的Mises應(yīng)力值也由500MPa左右減小為450MPa左右,下游3個輪盤接觸區(qū)域的Mises應(yīng)力略有增大,但套裝轉(zhuǎn)子系統(tǒng)(除去局部應(yīng)力集中區(qū)域)的整體應(yīng)力小于對應(yīng)溫度下的材料屈服強(qiáng)度.2.3孔法向應(yīng)力的分布盡管溫度場的影響使得套裝轉(zhuǎn)子結(jié)構(gòu)的應(yīng)力場重新分布,但輪盤與主軸接觸面的法向應(yīng)力是關(guān)系到套裝轉(zhuǎn)子連接和扭矩傳遞功能的主要因素.圖7給出了裝配和穩(wěn)態(tài)運(yùn)行工況下套裝轉(zhuǎn)子上4個輪盤(見圖5和圖6)內(nèi)孔法向應(yīng)力沿接觸面長度的分布,其中x/L為接觸面的無量綱長度.由圖7可以看出,各個輪盤內(nèi)孔法向應(yīng)力的分布規(guī)律相似,接觸面的法向應(yīng)力呈兩端大、中間小的趨勢.這是因為當(dāng)輪盤和主軸內(nèi)部產(chǎn)生的應(yīng)力導(dǎo)致結(jié)構(gòu)變形時,接觸面分離點(diǎn)形成杠桿支點(diǎn),其外側(cè)所形成的空隙處成為輪盤變形發(fā)展區(qū),輪盤和主軸中間部分接觸區(qū)域內(nèi)的法向應(yīng)力減小,靠近分離點(diǎn)(即杠桿支點(diǎn))區(qū)域的法向應(yīng)力增大.此外,與裝配工況相比,穩(wěn)態(tài)運(yùn)行工況下外力載荷和熱應(yīng)力導(dǎo)致法向應(yīng)力減小100~170MPa.2.4輪盤過盈量約束套裝轉(zhuǎn)子裝配過盈量是設(shè)計中的一個重要因素.裝配過盈量小會影響輪盤與主軸之間的扭矩傳遞,裝配過盈量大則會導(dǎo)致轉(zhuǎn)子大面積屈服,對轉(zhuǎn)子的安全運(yùn)行不利,因此需要計算分析其裝配過盈量.由于第1個輪盤上設(shè)置了7個葉片級,輪盤形狀復(fù)雜,葉片離心力沿軸向分布不對稱,輪盤不僅溫度高,而且上、下游兩側(cè)盤面的溫差大,導(dǎo)致運(yùn)行中套裝轉(zhuǎn)子的應(yīng)力發(fā)生復(fù)雜變化,因此從運(yùn)行全周期來考核裝配過盈量的合理性是很有必要的.該輪盤的裝配過盈量為3.85mm(直徑方向).表2給出了第1個輪盤和主軸接觸區(qū)域的計算結(jié)果,其中最大法向應(yīng)力是判斷轉(zhuǎn)子強(qiáng)度是否安全的參考量,最大切向應(yīng)力是判斷轉(zhuǎn)子能否安全傳遞扭矩的參考量.由表2可知,裝配和穩(wěn)態(tài)運(yùn)行工況下輪盤內(nèi)孔法向最小壓應(yīng)力分別為217MPa和120MPa,且輪盤過盈面平均等效應(yīng)力分別為477MPa和439MPa,輪盤強(qiáng)度安全,法向應(yīng)力可以保證輪盤和主軸之間的扭矩傳遞.此外,裝配和穩(wěn)態(tài)運(yùn)行工況下輪盤的最大切向應(yīng)力分別為313MPa和396MPa,均小于對應(yīng)溫度下的材料屈服強(qiáng)度,在扭矩傳遞安全的前提下,確保了結(jié)構(gòu)強(qiáng)度沒有受到破壞.3穩(wěn)態(tài)運(yùn)行工況下接觸面為依托的應(yīng)力值(1)蒸汽進(jìn)口區(qū)域輪盤的溫度較高,達(dá)到250℃.隨著蒸汽膨脹做功,溫度逐級下降,套裝轉(zhuǎn)子下游