汽輪機(jī)高溫螺栓應(yīng)力分析與壽命損耗研究

喬立捷

(華電電力科學(xué)研究院，浙江 杭州 310030)

0 引言

高溫螺栓是火電廠汽輪機(jī)的重要部件，在長期承受溫度、應(yīng)力和環(huán)境介質(zhì)的聯(lián)合作用下，容易產(chǎn)生早期失效。近年來，發(fā)生了多起螺栓斷裂事故，不僅造成蒸汽泄漏影響了機(jī)組的經(jīng)濟(jì)性，而且危及機(jī)組的安全運(yùn)行［1］。高溫螺栓早期失效除了與材質(zhì)因素(如化學(xué)成分、金相組織、內(nèi)部缺陷分布等)有關(guān)外，還與應(yīng)力狀態(tài)密切相關(guān)。本文根據(jù)螺栓服役工作條件，以某典型螺栓為實(shí)例，對其進(jìn)行了應(yīng)力計算和有限元分析并討論了應(yīng)力集中、緊固工藝、彎曲應(yīng)力等因素對螺栓壽命損耗的影響。

1 螺栓應(yīng)力計算和有限元分析

汽輪機(jī)高溫螺栓實(shí)際服役時應(yīng)力狀態(tài)十分復(fù)雜，根據(jù)設(shè)計部門提供的資料，螺栓服役時的主要應(yīng)力為冷/熱緊固應(yīng)力、溫度分布不均勻引起的熱應(yīng)力蒸汽工作應(yīng)力［2］。

1．1 冷緊應(yīng)力

螺栓冷緊一般采用扭矩法，扭矩與相應(yīng)應(yīng)力由下述關(guān)系式確定:

式中:Mt為扭矩;d為公稱直徑;F0為緊固力;K為扭矩系數(shù)，國內(nèi)一般取0．2［2］。某典型螺栓的規(guī)格和冷緊應(yīng)力見表1。

表1 螺栓冷緊應(yīng)力

1．2 熱緊應(yīng)力

螺栓熱緊一般采用加熱轉(zhuǎn)角(弧長)法，熱緊力及所需轉(zhuǎn)角由下述關(guān)系式確定式中:θ為螺栓加熱轉(zhuǎn)角，(°);ΔL0為螺桿伸長量;t為螺距;α為法蘭和結(jié)合面涂料壓縮系數(shù)，取1．3;L0為有效螺栓長度;σ0為預(yù)緊應(yīng)力;E為彈性模量，該螺栓的熱緊應(yīng)力見表2。

表2 螺栓熱緊應(yīng)力

1．3 熱應(yīng)力

在汽輪機(jī)啟動過程中，螺栓受熱主要來源于法蘭。當(dāng)溫度較高的法蘭沿厚度方向膨脹時，會使溫度較低的螺栓受到拉伸。依據(jù)單向受拉虎克定律，可求出螺栓熱應(yīng)力為式中:Ef，Eb分別為法蘭和螺栓彈性模量;Af為2個螺栓距離內(nèi)法蘭有效面積，Ab為螺栓截面積;k為系數(shù)，載絲螺栓取l，雙頭螺栓取2;h為法蘭高度;βf，βb分別為法蘭和螺栓的線膨脹系數(shù);lb為螺栓長度;Δtf為法蘭溫升，Δtb為螺栓溫升。

欲使螺栓熱應(yīng)力減小，應(yīng)增加螺栓長度。若kh≈lb，且考慮到Ab?Af得到

由此得出不同溫差條件下的熱應(yīng)力，見表3。

1．4 蒸汽工作應(yīng)力

在汽輪機(jī)運(yùn)行后，高溫高壓蒸汽在法蘭結(jié)合面上產(chǎn)生作用力ΔF，但螺栓受力變化情況與ΔF作用

表3 不同溫差條件下的螺栓熱應(yīng)力

位置有關(guān)。一種極端情況是ΔF僅作用在法蘭結(jié)合面上，不增加螺栓受力;另一種極端情況是ΔF作用在法蘭與螺母的接觸面上，全部增加螺栓拉應(yīng)力。在一般情況下，螺栓受力增大只是蒸汽作用力的一部分。法蘭和螺栓受力與變形之間的關(guān)系如圖1所示。

圖1 法蘭和螺栓受力與變形之間的關(guān)系

由圖1可知，蒸汽作用力為

螺栓增加拉力為

式中:Cf為法蘭剛度;Cb為螺栓剛度;Δl'b為螺栓受力變形量;Δl'f為法蘭高度方向變形量。

對金屬螺紋連接而言，螺栓相對剛度Cb/(Cb+Cf)為 0．2～0．3［3］，此處取 0．3，則對于亞臨界機(jī)組來說，螺栓蒸汽工作應(yīng)力為 σz=0．3 ×16．67=5．0(MPa)。

1．5 螺栓有限元分析

利用SolidWorks建立螺栓的三維實(shí)體模型，導(dǎo)入ANSYSWORKBENCH進(jìn)行網(wǎng)格劃分，在螺栓幾何不連續(xù)部位(如變截面、螺紋處等)采用網(wǎng)格細(xì)分加密以增加計算精度，M130雙頭螺栓的三維有限元網(wǎng)格劃分和實(shí)體模型如圖2所示。機(jī)組運(yùn)行穩(wěn)定后，在冷緊應(yīng)力、熱緊應(yīng)力、蒸汽工作應(yīng)力作用下，M130雙頭螺栓的Von－Mises等效應(yīng)力分布如圖3所示，計算結(jié)果表明，光桿部位的應(yīng)力水平為220．0 MPa，而在靠近螺母支承面的螺紋局部則存在明顯的應(yīng)力集中，Von－Mises等效應(yīng)力高達(dá)496．0MPa，這與螺栓常見的斷裂位置相一致。由上述計算結(jié)果可知，機(jī)組穩(wěn)定運(yùn)行后螺栓的基準(zhǔn)應(yīng)力為321．5 MPa，此時螺栓理論應(yīng)力集中系數(shù)為1．54，存在明顯應(yīng)力集中，這將使螺栓結(jié)構(gòu)強(qiáng)度降低，大大加速螺栓壽命損耗。

2 彎曲應(yīng)力的影響

在螺栓正常預(yù)緊后，主要承受拉應(yīng)力，但彎曲應(yīng)力的影響不容忽視。螺栓在偏心時，在彎曲方向側(cè)產(chǎn)生一個附加的壓應(yīng)力，另一側(cè)受到一個附加張應(yīng)力［4］。

當(dāng)支承面轉(zhuǎn)過θ角時，螺桿內(nèi)的彎曲應(yīng)力為螺紋部分的彎曲應(yīng)力為

式中:E為彈性模量;d為螺栓外徑;dc為螺桿直徑;l為螺栓產(chǎn)生彎曲部分的長度。

幾種典型螺栓材質(zhì)及尺寸參數(shù)見表4，結(jié)合式(8)、式(9)分析的結(jié)果，可得到不同偏轉(zhuǎn)角下螺栓的彎曲應(yīng)力分布，如圖4所示。從以上計算分析結(jié)果可以看出，偏轉(zhuǎn)角對螺桿以及螺紋內(nèi)彎曲應(yīng)力影響很大，例如，偏轉(zhuǎn)角為30'時，材質(zhì)為20Cr1Mo1V1調(diào)節(jié)汽門螺栓的螺紋內(nèi)彎曲應(yīng)力高達(dá)300MPa。這與參考文獻(xiàn)［5］中提供的螺栓內(nèi)外應(yīng)力測量值相吻合，內(nèi)側(cè)應(yīng)力為 279．3 MPa，而外側(cè)應(yīng)力達(dá) 771．3 MPa。研究表明，偏轉(zhuǎn)角對疲勞壽命的影響大體是:當(dāng)偏轉(zhuǎn)角為 30'～45'時，疲勞強(qiáng)度降低15%～20%。由上述分析可知，當(dāng)螺栓存在偏轉(zhuǎn)角時，會引起相當(dāng)大的彎曲應(yīng)力，進(jìn)而降低螺栓的疲勞壽命，因此，有必要采取結(jié)構(gòu)措施降低彎曲應(yīng)力的影響。

表4 幾種典型螺栓材質(zhì)及尺寸參數(shù)

圖4 不同偏轉(zhuǎn)角下螺栓的彎曲應(yīng)力

3 緊固工藝的影響

采用不同的預(yù)緊方法，將產(chǎn)生不同的緊力偏差。常用的螺栓預(yù)緊方法及特點(diǎn)見表5。

表5 常用螺栓預(yù)緊方法及特點(diǎn)

為研究不同預(yù)緊方法對螺栓蠕變壽命的影響，介紹了工程中常用的蠕變損傷Schlottner－Seeley模型，它是一個基于應(yīng)變的損傷準(zhǔn)則［6］。螺栓的蠕變過程符合Norton規(guī)律，對于任一加載循環(huán)時間ti，產(chǎn)生的平均蠕變應(yīng)變速率為

蠕變壽命損耗為

式中:σ0為初始應(yīng)力;σ為運(yùn)行中任一時刻的應(yīng)力;ε0為初始應(yīng)變;B，n為Norton常數(shù);E為彈性模量;P，Q為常數(shù)。

按照上述模型，計算一個加載周期(大修期約20000 h)產(chǎn)生的蠕變壽命損耗，見表6和表7。由以上分析可知，加長套筒扳手法產(chǎn)生的蠕變損耗量最大，其增加量達(dá)59%，而液壓扭矩扳手產(chǎn)生的蠕變損耗增量最小。因此，在實(shí)際裝配中應(yīng)盡可能減少緊力偏差，嚴(yán)格控制緊固工藝。

表6 蠕變損耗計算(參量)

表7 蠕變損耗計算(結(jié)果)

4 結(jié)論

(1)汽輪機(jī)高溫螺栓承受多種應(yīng)力，主要包括冷緊應(yīng)力、熱緊應(yīng)力、蒸汽工作應(yīng)力以及啟動或變負(fù)荷時產(chǎn)生的熱應(yīng)力。螺紋相當(dāng)于缺口作用，在固定端第1圈螺紋處應(yīng)力最高，應(yīng)力集中明顯，這將使螺栓結(jié)構(gòu)強(qiáng)度降低。應(yīng)采取增大螺紋根部的圓角半徑等措施，來實(shí)現(xiàn)螺栓的等強(qiáng)度設(shè)計目標(biāo)。

(2)在正常情況下，螺栓僅承受軸向拉應(yīng)力，但螺栓偏心時會產(chǎn)生不容忽視的彎曲應(yīng)力，降低螺栓疲勞壽命。

(3)不同預(yù)緊工藝產(chǎn)生的緊力相差較大，相應(yīng)蠕變壽命損耗量也相差較大，在實(shí)際裝配中應(yīng)嚴(yán)格控制工藝，降低緊力偏差。

［1］龍會國．高溫螺栓組織典型失效形式［J］．汽輪機(jī)技術(shù)，2011(2):157－158．

［2］華北電力科學(xué)研究院．電力工業(yè)技術(shù)監(jiān)督標(biāo)準(zhǔn)匯編(金屬分冊)［M］．北京:水利電力出版社，1994．

［3］成大先．機(jī)械設(shè)計手冊［M］．2卷．北京:化學(xué)工業(yè)出版社，2007．

［4］C．B．謝聯(lián)先．機(jī)械零件的承載能力和強(qiáng)度計算［M］．汪一麟，譯．北京:機(jī)械工業(yè)出版社，1984．

［5］周順深．火電廠高溫部件剩余壽命評估［M］．北京:中國電力出版社，2006．

［6］梁昌乾．高溫緊固螺栓的剩余壽命評估［J］．熱力發(fā)電．2004(3):61－63．