基于整機瞬態(tài)熱應(yīng)力場重型燃?xì)廨啓C轉(zhuǎn)子的壽命評估

歐文豪　袁　奇　石清鑫

西安交通大學(xué)，西安，710049

基于整機瞬態(tài)熱應(yīng)力場重型燃?xì)廨啓C轉(zhuǎn)子的壽命評估

歐文豪袁奇石清鑫

西安交通大學(xué)，西安，710049

針對某F級重型燃?xì)廨啓C，根據(jù)機組的實際運行監(jiān)測數(shù)據(jù)，提取得到該機組在冷態(tài)啟動、熱態(tài)啟動兩種工況下各測點溫度隨時間的變化曲線，分析得到轉(zhuǎn)子各處的換熱邊界條件，采用有限元方法計算該燃?xì)廨啓C轉(zhuǎn)子在不同啟動工況下的整機瞬態(tài)溫度場及應(yīng)力場，并基于該瞬態(tài)熱應(yīng)力分析結(jié)果對轉(zhuǎn)子的低周疲勞壽命損耗進行評估。計算結(jié)果表明：最大熱彈性應(yīng)力值一般都出現(xiàn)在透平第一級輪盤的出氣側(cè)底部圓角處及壓氣機后三級輪盤的中間部位的圓角區(qū)域；氣流參數(shù)變化的快慢對轉(zhuǎn)子應(yīng)力分布影響極大；冷態(tài)啟動一次的壽命損耗最高達0.02%，大于熱態(tài)啟動的對應(yīng)值。研究結(jié)果為輪盤結(jié)構(gòu)設(shè)計與機組運行規(guī)程的優(yōu)化提供了重要參考。

燃?xì)廨啓C轉(zhuǎn)子；啟動工況；有限元方法；應(yīng)力場；壽命評估

0　引言

燃?xì)廨啓C轉(zhuǎn)子多采用盤式拉桿轉(zhuǎn)子結(jié)構(gòu)，工作在高溫、高轉(zhuǎn)速的惡劣環(huán)境下，高溫環(huán)境導(dǎo)致轉(zhuǎn)子內(nèi)部存在不均勻的溫度分布，會存在大的熱應(yīng)力，并在啟停過程中不斷變化，而轉(zhuǎn)子在額定工況穩(wěn)態(tài)運行及各啟停過渡工況下的應(yīng)力狀態(tài)與轉(zhuǎn)子的安全可靠性密切相關(guān)。針對轉(zhuǎn)子復(fù)雜的換熱邊界條件，國內(nèi)外學(xué)者從理論、數(shù)值模擬、實驗方面對旋轉(zhuǎn)結(jié)構(gòu)內(nèi)的流動換熱現(xiàn)象進行了大量的研究。文獻[1]分析了蒸汽輪機疲勞與機組運行方式的關(guān)系，深入討論了如何通過熱應(yīng)力監(jiān)測來進行有效壽命管理。文獻[2-3]分析了燃機輪盤腔體內(nèi)冷卻空氣的流動及換熱情況和輪盤溫度分布及熱應(yīng)力分布的關(guān)系，重點討論了預(yù)旋系統(tǒng)和旋轉(zhuǎn)的外周流入和流出的冷卻空氣如何影響旋轉(zhuǎn)腔體附近區(qū)域乃至整個輪盤的溫度場。文獻[2-6]將汽輪機、燃?xì)廨啓C內(nèi)的復(fù)雜流動結(jié)構(gòu)進行一定的簡化，抽取典型的流動換熱結(jié)構(gòu)特征來進行研究。在此基礎(chǔ)上，國內(nèi)外學(xué)者在采用有限元數(shù)值模擬轉(zhuǎn)子熱應(yīng)力及影響轉(zhuǎn)子熱應(yīng)力因素等方面進行了大量的研究。文獻[7]以某電廠600 MW超臨界機組汽輪機轉(zhuǎn)子為研究對象，運用ANSYS有限元軟件建立二維模型，計算出不同平均溫升率下機組啟動時轉(zhuǎn)子熱應(yīng)力值,與理論公式通過最小二乘法進行曲線擬合，從而確定無中心孔轉(zhuǎn)子的時間修正因子和形狀因子，然后根據(jù)低周疲勞曲線計算出轉(zhuǎn)子的壽命損耗。文獻[8]通過對轉(zhuǎn)子剖面溫度變化的實時監(jiān)測，確定了汽輪機轉(zhuǎn)子的最大應(yīng)力監(jiān)測面，并對此監(jiān)測面進行了分析。文獻[9]采用電廠實際啟停機曲線對600 MW汽輪機組的高中壓轉(zhuǎn)子分別進行了三維瞬態(tài)溫度場及非線性應(yīng)力場分析，并利用30Cr1MoV材料的低周疲勞曲線對機組在實際啟停過程中的壽命損耗進行了估算。雖然關(guān)于轉(zhuǎn)子壽命評估和管理方法的研究已有很多，但其研究對象主要局限于蒸汽輪機，相較蒸汽輪機最高600 ℃的進氣溫度，F(xiàn)級燃?xì)廨啓C透平進口溫度高達1400 ℃左右，因此由溫度分布不均產(chǎn)生的熱應(yīng)力也遠(yuǎn)比蒸汽輪機嚴(yán)重。同時，為了降低高溫對轉(zhuǎn)子的不利影響，燃?xì)廨啓C轉(zhuǎn)子中均有冷卻通道與冷卻空氣，使得燃機透平結(jié)構(gòu)與換熱邊界條件更為復(fù)雜。但由于其技術(shù)的保密性，對燃?xì)廨啓C轉(zhuǎn)子的熱應(yīng)力及疲勞壽命進行研究的文獻很少。因此，采用有限元方法計算分析燃?xì)廨啓C轉(zhuǎn)子的熱應(yīng)力并評估轉(zhuǎn)子的低周疲勞壽命損耗具有理論意義與實際工程價值。

本文以某F級重型燃?xì)廨啓C拉桿轉(zhuǎn)子為研究對象，建立了軸對稱轉(zhuǎn)子有限元模型；根據(jù)機組設(shè)計參數(shù)及相關(guān)監(jiān)測數(shù)據(jù)計算得出轉(zhuǎn)子各個部位的換熱系數(shù)，得到符合實際的初始條件和邊界條件，采用ANSYS有限元軟件計算分析了某F級重型燃?xì)廨啓C轉(zhuǎn)子在冷態(tài)啟動和熱態(tài)啟動工況下的瞬態(tài)溫度場及應(yīng)力場，獲得了兩種啟動工況下轉(zhuǎn)子的溫度場及應(yīng)力場的變化規(guī)律；最后，基于瞬態(tài)分析結(jié)果對轉(zhuǎn)子的低周疲勞壽命損耗進行了評估。

1　研究模型及方法

1.1拉桿轉(zhuǎn)子有限元模型

某F級重型燃?xì)廨啓C主要由壓氣機、燃燒室和透平三個部分組成。壓氣機為17級、壓比為17的軸流壓氣機，用12根周向均勻分布的長拉桿連接；4級透平輪盤也用12根稍短的拉桿連接。

圖1　某F級重型燃?xì)廨啓C的結(jié)構(gòu)示意圖

實際的轉(zhuǎn)子模型結(jié)構(gòu)復(fù)雜，細(xì)微結(jié)構(gòu)眾多，建模和邊界條件的簡化處理如下：忽略氣流力、重力、拉桿預(yù)緊力及扭矩等對轉(zhuǎn)子的強度影響，主要考慮轉(zhuǎn)子的熱應(yīng)力及離心應(yīng)力；對葉片及輪緣進行等效處理，將每一級轉(zhuǎn)子的葉片及圍帶等去掉，在葉片根部添加假想連續(xù)環(huán)狀體，與轉(zhuǎn)子作為一個整體；簡化對計算結(jié)果影響很小的圓角等細(xì)小結(jié)構(gòu)，重要部位的幾何模型中的圓角和倒角均按照轉(zhuǎn)子精加工圖處理，以正確反映轉(zhuǎn)子的應(yīng)力集中；整根轉(zhuǎn)子的左右端面和轉(zhuǎn)子中的封閉空腔結(jié)構(gòu)做絕熱處理，外表面均作為已知換熱系數(shù)及周圍流體定性溫度的第三類邊界條件。

建立有限元計算模型，如圖2所示。由于轉(zhuǎn)子是盤式拉桿轉(zhuǎn)子，它是通過拉桿將輪盤組裝成一整體的，其實際轉(zhuǎn)子接觸面眾多，實際轉(zhuǎn)子拉桿預(yù)緊力足夠大，轉(zhuǎn)子的各級輪盤之間的接觸關(guān)系可以當(dāng)作整體。

圖2　某F級重型燃?xì)廨啓C轉(zhuǎn)子的軸對稱有限元模型

1.2熱邊界條件的確定

由于轉(zhuǎn)子是高速旋轉(zhuǎn)的，依照現(xiàn)有的技術(shù)，還沒有有效的手段來實時監(jiān)測運行中的燃?xì)廨啓C轉(zhuǎn)子與氣流之間的對流換熱狀況，一般都是通過相似性實驗對相似情況下的對流換熱系數(shù)進行經(jīng)驗關(guān)系擬合。本文根據(jù)轉(zhuǎn)子結(jié)構(gòu)的特點、氣流的流動特性及《航空發(fā)動機設(shè)計手冊》[10]的相關(guān)內(nèi)容，對燃?xì)廨啓C轉(zhuǎn)子熱邊界條件進行了相應(yīng)的簡化處理：①將葉片及輪緣進行等效處理，在輪盤外緣處添加與葉根寬度一致的不同密度材料的假想連續(xù)環(huán)狀體，在建模時將其加到輪盤的外緣處，與輪盤做成一體；②整根轉(zhuǎn)子左右端面做絕熱處理；③僅轉(zhuǎn)子內(nèi)部空腔結(jié)構(gòu)與冷卻空氣直接接觸的轉(zhuǎn)子表面給定換熱條件，其他內(nèi)表面均給定絕熱邊界；④轉(zhuǎn)子的外表面均作為已知換熱系數(shù)及周圍流體定性溫度的第三類邊界條件。

根據(jù)簡化處理將燃機轉(zhuǎn)子的換熱邊界條件分為以下4個基本類型：輪盤側(cè)面換熱[10]、光軸處換熱[11]、壓氣機輪緣處換熱[11-12]，透平輪緣處換熱。前三種換熱類型的準(zhǔn)則式選取見表1。表1中，h為換熱系數(shù)，λc為氣流的導(dǎo)熱系數(shù)，Nu為努塞爾數(shù)，Re為雷諾數(shù)，u為外圓Rb處的圓周速度，ν為氣流運動黏度系數(shù)，Ra為光軸外半徑，R0為輪緣半徑，λ為葉片材料的導(dǎo)熱系數(shù)。由于透平的葉片結(jié)構(gòu)復(fù)雜，且內(nèi)部還有冷卻空氣，故其換熱系數(shù)很難確定。本文依據(jù)熱平衡原理，綜合考慮燃?xì)馀c葉片及葉片平臺的換熱、冷卻空氣對葉片的換熱、冷卻空氣對葉根間隙的換熱及葉片與輪緣的接觸熱阻等因素，采用迭代方法計算得到透平各輪緣處的等效換熱系數(shù)，其定性溫度取為燃?xì)獾膭尤~進出口溫度的平均值。

表1　各換熱類型準(zhǔn)則式

為了獲得燃?xì)廨啓C轉(zhuǎn)子的整體溫度場及應(yīng)力場隨機組啟停的變化規(guī)律，本文進行了以下簡化處理：①轉(zhuǎn)子各表面換熱系數(shù)按隨轉(zhuǎn)速及流量變化而變化考慮；②基于比例系數(shù)，根據(jù)各啟停工況已有的監(jiān)測點數(shù)據(jù)，推算得到各級特征面處的氣流溫度隨時間的變化規(guī)律。

1.3主要參考點

為便于直觀地分析結(jié)果，明確轉(zhuǎn)子危險點的應(yīng)力隨啟停過程的變化規(guī)律，分別對溫度及應(yīng)力較高的幾級輪盤定義了不同位置的參考點，用A,B,…,G表示,具體位置如圖3所示。

(1)點A位于透平第一級輪盤的輪緣處，其溫度代表透平第一級輪盤輪緣處溫度水平；

(2)點B位于透平第一級輪盤出氣側(cè)底部圓角處，該處應(yīng)力集中明顯，是轉(zhuǎn)子壽命監(jiān)視的危險點；

(3)點C位于透平第一級輪盤軸心線中點處，其溫度代表了透平第一級輪盤輪心處的溫度水平；

(4)點D位于壓氣機第十六級輪盤的外緣處，其溫度代表了壓氣機第十六級輪盤輪緣處的溫度水平；

(5)點E位于壓氣機第十六級輪盤的出氣側(cè)底部圓角處，該處有較大的應(yīng)力集中，其應(yīng)力變化代表壓氣機轉(zhuǎn)子應(yīng)力隨啟停過程的變化規(guī)律；

(6)點F位于壓氣機第十六級輪盤的軸心線中點處，其溫度代表壓氣機第十六級輪盤輪心處的溫度水平；

(7)點G位于壓氣機第十五級輪盤的進氣側(cè)內(nèi)腔圓角處，該處存在較大的應(yīng)力集中，是壽命監(jiān)視的危險點。

圖3　某F級重型燃?xì)廨啓C轉(zhuǎn)子各參考點具體位置示意圖

2　冷態(tài)啟動工況的計算結(jié)果與分析

冷態(tài)啟動時間大約210 min，但為了較好地模擬熱應(yīng)力隨啟動過程的變化規(guī)律，取冷態(tài)啟動工況計算時間為334 min。根據(jù)已有的一組機組運行監(jiān)測數(shù)據(jù)，提取了機組的冷態(tài)啟動工況下主要參數(shù)隨時間變化關(guān)系曲線，如圖4、圖5所示。

圖4　冷態(tài)啟動工況燃機轉(zhuǎn)速及功率隨時間變化曲線

1.壓氣機入口　2.壓氣機出口　3.透平出口　4.透平第二級靜葉腔室　5.透平第三級靜葉腔室　6.透平第四級靜葉腔室　7.透平第四級下端腔室　8.轉(zhuǎn)子冷卻空氣入口圖5　冷態(tài)啟動工況燃機主要監(jiān)測點溫度隨時間變化曲線

2.1冷態(tài)啟動工況的計算結(jié)果

根據(jù)啟動過程的參數(shù)動態(tài)變化，將計算開始時刻的監(jiān)測數(shù)據(jù)作為已知熱邊界條件，以停機72 h后的轉(zhuǎn)子溫度場分布作為初始條件，再通過ANSYS瞬態(tài)熱分析計算得到任意時刻轉(zhuǎn)子溫度場分布，綜合考慮離心力載荷與溫度載荷，計算得到任意時刻轉(zhuǎn)子綜合加載等效應(yīng)力分布。如圖6～圖13所示。

圖6　初始時刻轉(zhuǎn)子溫度場分布

圖7　啟動后60 min轉(zhuǎn)子溫度場分布

圖8　啟動后334 min(計算終止時刻)轉(zhuǎn)子溫度場分布

1.外緣處D點　2.內(nèi)徑處F點　3.兩點的溫差(a)壓氣機第十六級輪盤

1.外緣處A點　2.內(nèi)徑處C點　3.兩點的溫差(b)透平第一級輪盤圖9　冷態(tài)啟動工況輪盤參考點溫度隨時間變化曲線

圖10　啟動后60 min轉(zhuǎn)子綜合加載等效應(yīng)力分布

圖11　啟動后180 min轉(zhuǎn)子的綜合加載等效應(yīng)力分布

圖12　啟動后334 min轉(zhuǎn)子的綜合加載等效應(yīng)力分布

1.外緣處D點　2.出氣側(cè)底部圓角E點　3.內(nèi)徑處F點(a)壓氣機第十六級輪盤參考點

1.外緣處A點　2.出氣側(cè)底部圓角B點　3.內(nèi)徑處C點(b)透平第一級輪盤參考點圖13　冷態(tài)啟動工況轉(zhuǎn)子上參考點輪盤等效應(yīng)力隨時間變化曲線

2.2冷態(tài)啟動工況的計算結(jié)果分析

(1)由于有冷卻空氣的存在，初始階段壓氣機轉(zhuǎn)子部分的溫度水平較透平的溫度水平高，但隨著負(fù)荷的增大，透平轉(zhuǎn)子的溫度逐漸增大，直至啟動結(jié)束，最終透平轉(zhuǎn)子的最高溫度出現(xiàn)在透平第三級輪盤外緣處，其值達494.97 ℃，而壓氣機轉(zhuǎn)子的最高溫度出現(xiàn)在壓氣機第十六級輪盤外緣處，其值達402 ℃；溫度基本上沿著轉(zhuǎn)子的軸向及徑向逐漸增大，其中壓氣機第十七級輪盤由于有轉(zhuǎn)子冷卻空氣的漏氣冷卻，存在沿軸向負(fù)的溫度梯度。

(2)在透平第一級輪盤的出氣側(cè)底部圓角處存在很大的應(yīng)力集中，且在綜合加載應(yīng)力中離心應(yīng)力占很大比重，在啟動的整個過程中，最大應(yīng)力點的分布基本不變，均是在透平輪盤第一級輪盤出氣側(cè)底部圓角處，除了幾個應(yīng)力集中區(qū)域的應(yīng)力較大外，轉(zhuǎn)子其他部分的綜合加載等效應(yīng)力大致在0～450 MPa范圍內(nèi)。

(3)冷態(tài)啟動過程中換熱系數(shù)的變化按轉(zhuǎn)速與流量的變化選取，又由于導(dǎo)熱需要時間以及氣流溫度在不同階段的變化，轉(zhuǎn)子內(nèi)外溫差在初始階段迅速升高，暖機過程有一定降低，啟動結(jié)束階段又有所升高，進入穩(wěn)定運行階段逐漸減小到一定值；透平轉(zhuǎn)子中由于有冷卻空氣的存在，整個啟動過程中透平轉(zhuǎn)子溫度的變化要比壓氣機轉(zhuǎn)子緩慢。

(4)應(yīng)力的變化規(guī)律與溫度變化規(guī)律基本一致，只是應(yīng)力變化相對溫度變化要有一定的滯后。在輪盤出氣側(cè)的底部圓角處，由于應(yīng)力集中的緣故，應(yīng)力值均較高。壓氣機轉(zhuǎn)子的最大綜合加載等效應(yīng)力的位置是隨啟動過程不斷變化的，參考區(qū)域第十六級輪盤的最大等效熱應(yīng)力出現(xiàn)在輪盤出氣側(cè)底部圓角處，并在暖機初始階段內(nèi)達最大值520 MPa，而在暖機過程中，該處的熱應(yīng)力有所減小。透平轉(zhuǎn)子的最大綜合加載等效應(yīng)力出現(xiàn)在第一級輪盤的出氣側(cè)底部圓角處，并在負(fù)荷上升完畢后的一段時間內(nèi)達最大值1116 MPa，該值超過了材料的屈服極限，故該區(qū)域是壽命監(jiān)視的重點區(qū)域。

3　熱態(tài)啟動工況的計算結(jié)果及分析

3.1熱態(tài)啟動工況的計算結(jié)果

熱態(tài)啟動過程中，機組主要經(jīng)歷了冷加速階段、吹掃階段、點火階段、熱加速階段、自持升速階段及升負(fù)荷并網(wǎng)階段。熱態(tài)啟動與冷態(tài)啟動的主要區(qū)別在于啟動的初始時刻轉(zhuǎn)子的溫度較高，啟動經(jīng)歷時間短，啟動的溫升率要高于冷態(tài)啟動工況，如圖14、圖15所示。

圖14　熱態(tài)啟動燃機轉(zhuǎn)速及功率隨時間變化曲線

1.壓氣機入口　2.壓氣機出口　3.透平出口　4.透平第二級靜葉腔室　5.透平第三級靜葉腔室　6.透平第四級靜葉腔室　7.透平第四級下端腔室　8.轉(zhuǎn)子冷卻空氣入口圖15　熱態(tài)啟動工況燃機各主要監(jiān)測點溫度隨時間變化曲線

3.2熱態(tài)啟動工況的計算結(jié)果分析

(1)熱態(tài)啟動初始時刻的溫度較高，轉(zhuǎn)子上最高溫度為190.31 ℃，并且由于各轉(zhuǎn)子表面氣流溫度的差異較大，雖然換熱系數(shù)均較小，但轉(zhuǎn)子內(nèi)仍存在較大的溫差；隨著啟動的進行，轉(zhuǎn)子表面換熱系數(shù)及轉(zhuǎn)速、氣流溫度逐漸增大，轉(zhuǎn)子溫度場分布逐漸與穩(wěn)態(tài)工況類似，如圖16～圖18所示。

圖16　初始時刻轉(zhuǎn)子溫度場分布

圖17　啟動后90 min轉(zhuǎn)子溫度場分布

圖18　啟動后150 min轉(zhuǎn)子溫度場分布

(2)如圖19所示，熱態(tài)啟動參考點溫差變化規(guī)律與冷態(tài)啟動相似，也有所不同，即：①機組熱態(tài)啟動時，轉(zhuǎn)子金屬的初始溫度較高，氣流溫度低于轉(zhuǎn)子表面溫度，在壓氣機輪盤上出現(xiàn)了負(fù)的溫差，而由于冷卻空氣的存在，透平輪盤上溫度變化平緩，沒有出現(xiàn)負(fù)溫差；②透平輪盤內(nèi)外溫差在暖機過程中并沒有降低，且在暖機結(jié)束后的升負(fù)荷階段迅速升高到最大值；③整個過程的輪盤內(nèi)外溫差的變化均沒有冷態(tài)啟動過程明顯。

(a)壓氣機第十六級輪盤

(b)透平第一級輪盤1.外緣處D點　2.內(nèi)徑處F點　3.兩點的溫差圖19　熱態(tài)啟動工況輪盤參考點溫度隨時間變化曲線

(3)如圖20～圖22所示，綜合加載等效應(yīng)力在初始階段以熱應(yīng)力為主，因而在透平第三級輪盤中部有較大等效應(yīng)力，而隨著轉(zhuǎn)速升高，離心應(yīng)力所占比重上升，其最大應(yīng)力點仍在透平第一級輪盤出氣側(cè)底部圓角處。

圖20　啟動后30 min轉(zhuǎn)子的綜合加載等效應(yīng)力分布

圖21　啟動后90 min轉(zhuǎn)子的綜合加載等效應(yīng)力分布

圖22　啟動后150 min轉(zhuǎn)子的綜合加載等效應(yīng)力分布

(4)如圖23所示，第十六級輪盤的最大綜合加載等效應(yīng)力出現(xiàn)在輪盤出氣側(cè)底部圓角處，并在暖機初始一段時間內(nèi)達最大值582 MPa，而透平轉(zhuǎn)子的最大綜合加載等效應(yīng)力出現(xiàn)在第一級輪盤的中間圓角處，并在升負(fù)荷結(jié)束后的一段時間達最大值955.30 MPa。

4　兩種啟動工況下的壽命損耗率

通過有限元分析得到參考點的等效應(yīng)力值，根據(jù)Neuber公式及材料的硬化曲線，計算得到該點處的等效真實應(yīng)變幅為Δε，再由廠方提供的材料低周疲勞壽命曲線計算出危險點的壽命損耗，見表2。

綜上所述，最危險的啟動工況為冷態(tài)啟動工況，啟動一次其低周疲勞壽命損耗高達0.0211%。見表3，對照三家主流燃?xì)廨啓C制造商的壽命設(shè)計數(shù)據(jù)，F(xiàn)級燃?xì)廨啓C的設(shè)計標(biāo)準(zhǔn)啟動次數(shù)在3200～5000之間[13]。根據(jù)GE公司的重型燃?xì)廨啓C運行和維護準(zhǔn)則，1次冷態(tài)啟動可換算為2次標(biāo)準(zhǔn)啟動，1次熱態(tài)啟動可換算為0.5次標(biāo)準(zhǔn)啟動。故本文計算的疲勞壽命數(shù)據(jù)符合設(shè)計標(biāo)準(zhǔn)[14]。

1.外緣處D點　2.出氣側(cè)底部圓角E點　3.內(nèi)徑處F點(a)壓氣機第十六級輪盤參考點

1.外緣處A點　2.出氣側(cè)底部圓角B點　3.內(nèi)徑處C點(b)透平第一級輪盤參考點圖23　熱態(tài)啟動工況參考點輪盤等效應(yīng)力隨時間變化曲線

部位等效應(yīng)變Δε疲勞壽命Nf壽命損耗d(%)冷態(tài)啟動壓氣機第十五級輪盤G點0.0028192800.0026壓氣機第十六級輪盤E點0.0023694900.0007透平第一級輪盤B點0.004923640.0211熱態(tài)啟動壓氣機第十五級輪盤G點0.0027292150.0017壓氣機第十六級輪盤E點0.0018>1000000<0.0005透平第一級輪盤B點0.003269730.0072

表3　主流燃?xì)廨啓C制造商壽命設(shè)計標(biāo)準(zhǔn)

5　結(jié)論

(1)在本文兩種啟停過程中，冷態(tài)啟動是最危險的工況；溫差越大的部位熱應(yīng)力越大，如透平輪緣處，而綜合加載考慮離心力后最大熱彈性應(yīng)力值一般都出現(xiàn)在透平第一級輪盤的出氣側(cè)底部圓角處及壓氣機后三級輪盤的中間部位的圓角區(qū)域，這些都是啟動過程中應(yīng)該重點關(guān)注的地方。

(2)燃機透平轉(zhuǎn)子中由于有冷卻空氣的存在，能夠降低啟動時因氣流參數(shù)迅速變化而導(dǎo)致的轉(zhuǎn)子內(nèi)外溫差，其熱應(yīng)力變化趨于平緩，變化規(guī)律與蒸汽輪機轉(zhuǎn)子有所不同。

(3)轉(zhuǎn)子應(yīng)力值的波動取決于轉(zhuǎn)子表面溫升率及內(nèi)外表面溫差的變化。暖機過程會使轉(zhuǎn)子的內(nèi)外溫差得到緩解，而且對于壓氣機輪盤的緩解較為明顯；相反，氣流參數(shù)或機組功率的驟升或驟降會使轉(zhuǎn)子內(nèi)外表面溫差快速增大，從而促使轉(zhuǎn)子的應(yīng)力值增大。因此，在啟停過程中，操作人員應(yīng)嚴(yán)格控制氣流的參數(shù)變化。

(4)基于轉(zhuǎn)子熱彈性瞬態(tài)溫度場及應(yīng)力場的計算結(jié)果對轉(zhuǎn)子的壽命損耗進行了評估，計算結(jié)果表明，冷態(tài)啟動工況是最危險的工況，在該工況下透平第一級輪盤的底部圓角處的應(yīng)力很大，略超過材料屈服極限，其冷態(tài)啟動一次的壽命損耗達0.02%，該區(qū)域仍是結(jié)構(gòu)形狀優(yōu)化改進的重點區(qū)域，對機組的運行規(guī)程進行優(yōu)化有現(xiàn)實意義。

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(編輯陳勇)

Life Estimation for Transient Temperature and Stress Field of Heavy-duty Gas Turbine Rotor

Ou WenhaoYuan QiShi Qingxin

Xi’an Jiaotong University,Xi’an,710049

Taking a specific heavy-duty gas turbine of F class as study object, based on the monitoring data of actual operation, curves denoting temperature changes over time of measuring points in the F class heavy-duty gas turbine unit were extracted at cold starting and hot starting conditions. In these two starting conditions, the heat transfer boundary conditions were calculated throughout, the finite element method was used to analyze the transient temperature field and stress field of the gas turbine rotor in different starting conditions. Based on the results, the low-cycle fatigue life loss was assessed. The calculation results show that maximum thermal elastic stress generally appears at the bottom fillet on the outlet side of the turbine’s first stage disc and rounded area on the middle part of the compressor’s third stage disc; airflow parameter change speed has enormous influences on the rotor’s stress distribution and the life loss of cold starting is up to 0.02%, greater than the corresponding value of the hot starting. The conclusion provides an important reference for the optimization of wheel structure design and the unit operating procedures.

gas turbine rotor; starting condition; finite element method; stress field; life assessment

2014-02-25

TK473DOI：10.3969/j.issn.1004-132X.2015.07.013

歐文豪，男，1989年生。西安交通大學(xué)能源與動力學(xué)院碩士研究生。主要研究方向為葉輪機械動力學(xué)設(shè)計及動力學(xué)特性。袁奇(通信作者)，男，1963年生。西安交通大學(xué)能源與動力學(xué)院教授、博士研究生導(dǎo)師。石清鑫，男，1987年生。西安交通大學(xué)能源與動力學(xué)院碩士研究生。