汽輪機(jī)膨脹節(jié)塑性變形損傷后結(jié)構(gòu)力學(xué)性能分析

王 俊，原 帥2，徐應(yīng)軍3，賈凱利2，黃祥君，劉思偉2，陳明亞，余偉煒，唐敏錦，賈文清

(1.蘇州熱工研究院有限公司，江蘇蘇州 215004；2.中廣核核電運(yùn)營有限公司，廣東深圳 518000；3.大亞灣核電運(yùn)營管理有限責(zé)任公司，廣東深圳 518000)

0 引言

核電廠汽輪機(jī)金屬膨脹節(jié)在制造、安裝和運(yùn)行階段，會發(fā)生塑性變形，影響其服役工況下的正常膨脹補(bǔ)償和安全穩(wěn)定運(yùn)行[1-3]?；诰€彈性理論，在能夠產(chǎn)生明顯塑性變形的外部載荷作用下，膨脹節(jié)局部位置會具有較大的彈性應(yīng)力(明顯超出材料的屈服強(qiáng)度)，結(jié)構(gòu)安全性能往往不能滿足設(shè)計規(guī)范的要求，降低了設(shè)備使用的經(jīng)濟(jì)性[4-5]。

目前，世界主要核一級設(shè)備的設(shè)計規(guī)范逐步發(fā)展為基于彈塑性理論的“分析設(shè)計”方法。法國RCC-M[6]和美國ASME[7]等規(guī)范中，“分析設(shè)計”方法均包含基于材料實(shí)際應(yīng)力-應(yīng)變曲線的彈塑性分析(又稱為“直接彈塑性分析”方法)?！爸苯訌椝苄苑治觥狈椒ㄒ圆牧系恼鎽?yīng)力-真應(yīng)變曲線為基礎(chǔ)進(jìn)行有限元分析，確定結(jié)構(gòu)的極限荷載和塑性應(yīng)變，獲得更加真實(shí)的膨脹節(jié)承載能力。當(dāng)前，“直接彈塑性分析”方法在核電廠工程應(yīng)用中仍存在一定的挑戰(zhàn)：(1)現(xiàn)有主要核電設(shè)計規(guī)范(RCC-M和ASME)中通常只提供了材料的基本拉伸性能(彈性模量、屈服強(qiáng)度、抗拉強(qiáng)度等)數(shù)據(jù)，未提供材料的應(yīng)力-應(yīng)變曲線；(2)缺乏對含局部缺陷的部件局部失效的明確評定準(zhǔn)則[8]；(3)對超出設(shè)計條件(如產(chǎn)生塑性損傷)的部件，缺乏剩余壽命評價方法。

本文針對某核電廠汽輪機(jī)膨脹節(jié)發(fā)生的塑性變形損傷的案例，基于ASME規(guī)范和有限元軟件ANSYS進(jìn)行膨脹節(jié)塑性變形損傷后結(jié)構(gòu)力學(xué)性能分析。

1 關(guān)鍵技術(shù)問題探討

1.1 材料應(yīng)力-應(yīng)變數(shù)據(jù)

現(xiàn)有RCC-M和ASME規(guī)范中只提供了材料的基本拉伸性能數(shù)據(jù)(彈性模量、屈服強(qiáng)度、抗拉強(qiáng)度等)，若進(jìn)行彈塑性分析，需要獲取材料的詳細(xì)應(yīng)力-應(yīng)變數(shù)據(jù)。通常工程應(yīng)用中，難以獲取可供測試的試樣，并且測試結(jié)果的保守性也常受到質(zhì)疑。

若材料應(yīng)力-應(yīng)變數(shù)據(jù)符合Ramberg-Osgood關(guān)系(如式(1)所示)，英國R6規(guī)范[9]提供了一種基于材料的屈服強(qiáng)度和抗拉強(qiáng)度數(shù)據(jù)推測材料應(yīng)力應(yīng)變的方法，式(1)中Ramberg-Osgood關(guān)系常數(shù)的計算過程如式(2)，(3)所示。

(1)

ε0=σy/E

(2)

(3)

式中ε——應(yīng)變；

ε0——參考應(yīng)變；

σ——應(yīng)力，MPa；

σy——屈服強(qiáng)度，MPa；

N——Ramberg-Osgood關(guān)系指數(shù)；

E——彈性模量，MPa；

σu——抗拉強(qiáng)度，MPa。

1.2 塑性變形限值確定

目前，法國RCC-M規(guī)范尚未明確給出服役條件下金屬部件允許發(fā)生的塑性變形量，RCC-M規(guī)范 F4000篇(制造篇)指出，在低于或等于150 ℃下進(jìn)行的任意成型操作，碳鋼或合金鋼的最大變形量超過5%，奧氏體鋼工件最大變形率超過10%時需要進(jìn)行工藝評定。歐洲設(shè)計規(guī)范 EN 13445指出，承壓設(shè)備及其部件中主結(jié)構(gòu)應(yīng)變最大絕對值在正常運(yùn)行工況下小于5%，在試驗(yàn)工況下小于7%，則可用通過設(shè)計的校核量[10]。

上述規(guī)范均未給出塑性變形限值的理論基礎(chǔ)和詳細(xì)計算過程，而ASME規(guī)范Ⅷ卷第Ⅱ分篇基于三軸應(yīng)力度準(zhǔn)則，提供了基于彈塑性分析的局部失效判別準(zhǔn)則。ASME規(guī)范考慮了材料和結(jié)構(gòu)的非線性，計算評估點(diǎn)的主應(yīng)力、von Mises等效應(yīng)力σe和等效應(yīng)變εpeq，依據(jù)公式(4)計算考慮三軸應(yīng)力度的極限應(yīng)變εL。

(4)

式中εLu，m2，αsl——系數(shù)，根據(jù)ASME規(guī)范Ⅷ卷確定。

若評估點(diǎn)等效應(yīng)變εpeq滿足式(5)，則該位置不會發(fā)生局部失效。

εpeq+εcf≤εL

(5)

式中εcf——成形應(yīng)變，若結(jié)構(gòu)已進(jìn)行熱處理，取εcf=0。

1.3 膨脹節(jié)疲勞性能校核

目前，對超出設(shè)計條件(如產(chǎn)生塑性損傷)的部件仍缺乏明確剩余壽命評價方法。對于膨脹節(jié)特定部件，在偶然載荷作用下(正常運(yùn)行條件下部件受力較小)產(chǎn)生塑性變形后，可進(jìn)行結(jié)構(gòu)和材料性能的參數(shù)敏感性分析，評估塑性損傷對結(jié)構(gòu)剩余壽命的影響。

依據(jù)ASME規(guī)范Ⅷ卷的膨脹節(jié)應(yīng)力校核和疲勞分析的設(shè)計準(zhǔn)則，參考式(6)～(8)計算U型膨脹節(jié)的的許用循環(huán)次數(shù)，式(6)～(8)中疲勞校核交變應(yīng)力按照式(9)進(jìn)行計算。

(6)

(7)

(8)

St=0.7(S3+S4)+S5+S6

(9)

式中kg——應(yīng)力集中系數(shù)；

E0,Eb——設(shè)計溫度和工作溫度下材料的彈性模量，MPa；

S3，S4，S5，S6——膨脹節(jié)的應(yīng)力校核分量，MPa，依據(jù)ASME規(guī)范進(jìn)行計算。

2 案例分析

2.1 膨脹節(jié)基本信息

某核電廠汽輪機(jī)每個低壓缸左右各配有一根進(jìn)汽導(dǎo)汽管，每個導(dǎo)汽管在與缸體連接位置有一個進(jìn)汽膨脹節(jié)，進(jìn)汽膨脹節(jié)安裝位置見圖1。進(jìn)汽膨脹節(jié)外側(cè)法蘭支撐在外缸上，內(nèi)側(cè)法蘭與內(nèi)缸相連，用于吸收內(nèi)外缸在進(jìn)汽管位置處的膨脹差。

(a)安裝位置 (b)膨脹節(jié)部件

圖1 汽輪機(jī)進(jìn)汽膨脹節(jié)

由圖1可以看出，運(yùn)行數(shù)年后，低壓缸進(jìn)汽膨脹節(jié)內(nèi)外法蘭發(fā)生了不匹配的情況(法蘭面產(chǎn)生高度差)。測量結(jié)果表明，內(nèi)側(cè)金屬膨脹節(jié)產(chǎn)生了13 mm左右的軸向塑性變形，低壓缸進(jìn)汽膨脹節(jié)內(nèi)外法蘭面軸向塑性變形差異(即膨脹節(jié)軸向塑性變形)分布如圖2所示。

圖2 膨脹節(jié)軸向塑性變形沿圓周方向分布情況

2.2 極限載荷有限元分析

2.2.1 幾何模型與邊界條件

基于電廠更換的汽輪機(jī)低壓缸進(jìn)汽膨脹節(jié)結(jié)構(gòu)的測試數(shù)據(jù)，建立如圖3所示的分析模型。

(a)1/2模型

(b)模型左側(cè)局部放大

(c)局部有限元網(wǎng)格模型

(d)模型主要標(biāo)準(zhǔn)尺寸圖3 膨脹節(jié)三維分析模型

通過測量,獲得圖3(d)中進(jìn)汽膨脹節(jié)內(nèi)側(cè)筒體的主要尺寸參數(shù)為：Di=1 310 mm，D1=11.90 mm，D2=10.40 mm，H1=34.20 mm，T1=0.99 mm，T2=5.00 mm，L1=173.10 mm，L2=11.20 mm。有限元數(shù)值分析中施加邊界條件為：

(1)法蘭面上施加各種設(shè)計位移補(bǔ)償量(徑向+軸向)；

(2)波紋管內(nèi)外側(cè)施加壓力載荷；

(3)1/2模型對稱面施加對稱邊界條件；

(4)底端施加固定邊界條件。

2.2.2 材料性能

依據(jù)膨脹節(jié)的設(shè)計說明，膨脹節(jié)內(nèi)側(cè)波紋管為雙層結(jié)構(gòu)，材料為鎳基合金(總厚度為0.99 mm)，外側(cè)筒壁和內(nèi)外側(cè)支撐法蘭為碳鋼。因?yàn)榈蛪焊走M(jìn)汽膨脹節(jié)變形主要由波紋管承擔(dān)，同時支撐法蘭和連接板的厚度是波紋管的10倍以上(應(yīng)力集中和塑性應(yīng)變主要在波紋管中)，將外側(cè)筒壁和內(nèi)外側(cè)支撐法蘭材料也視為鎳基合金(因其壁厚較大，不影響波紋管的塑性損傷分析結(jié)果)。

基于RCC-M規(guī)范中給出的鎳基合金材料在溫度300 ℃下的屈服強(qiáng)度和拉伸強(qiáng)度數(shù)值，使用式(1)計算獲得膨脹節(jié)材料的應(yīng)力-應(yīng)變曲線，如圖4所示。

圖4 鎳基合金的拉伸性能曲線

2.2.3 載荷信息

依據(jù)設(shè)計資料，汽輪機(jī)低壓缸進(jìn)汽膨脹節(jié)承受的載荷如表1所示。

表1 進(jìn)汽膨脹節(jié)設(shè)計載荷參數(shù)

2.2.4 分析載荷步

通過對膨脹節(jié)一端施加位移載荷條件，分析膨脹節(jié)的塑性損傷及損傷后繼續(xù)安全服役性能，分析過程包含以下3個方面(每一步驟分析結(jié)果均需要滿足規(guī)范要求，同時3個步驟為串聯(lián)關(guān)系)。

(1)步驟1：強(qiáng)制位移外載(偶然外部載荷)作用下膨脹節(jié)應(yīng)力/應(yīng)變分析；

(2)步驟2：卸載強(qiáng)制位移外載(殘余塑性變形與2.1節(jié)已有測試結(jié)果一致)，分析膨脹節(jié)殘余變形和殘余應(yīng)變；

(3)步驟3：卸載強(qiáng)制位移后，加載最大工作載荷，分析膨脹節(jié)變形和應(yīng)變。

2.2.5 分析結(jié)果

各載荷步的分析結(jié)果如圖5所示。

(a)步驟1強(qiáng)制位移載荷信息

(b)步驟1強(qiáng)制位移載荷引起的彈塑性應(yīng)變

(c)步驟2卸載強(qiáng)制位移外載后的塑性位移

(d)步驟2卸載強(qiáng)制位移外載后的彈塑性應(yīng)變

(e)步驟3卸載強(qiáng)制位移后加載最大工作載荷時的彈塑性應(yīng)變圖5 各載荷步的分析結(jié)果

在圖5(b)中，卸載強(qiáng)制位移外載后，膨脹節(jié)法蘭處顯示的塑性變形量為13.9 mm，與2.1節(jié)中的塑性變形量測量數(shù)據(jù)相近。如圖5(a)所示，為形成達(dá)到圖5(b)中所示的殘余塑性變形，需要在法蘭中心點(diǎn)施加30 mm(法蘭中心位置)左右的強(qiáng)制位移。

依據(jù)ASME規(guī)范，基于式(4)和式(5)計算獲得不同載荷步下結(jié)構(gòu)允許的彈塑性應(yīng)變限值為30%～40%左右，因缺乏制造的相關(guān)信息，此處取制造過程中產(chǎn)生10%的彈塑性應(yīng)變的極值，獲得基于ASME規(guī)范的允許服役狀態(tài)下發(fā)生的彈塑性應(yīng)變限值約為20%～30%。膨脹節(jié)塑性損傷分析結(jié)果如表2所示，各步驟產(chǎn)生的彈塑性應(yīng)變分析結(jié)果均滿足規(guī)范限制要求，基于ASME規(guī)范應(yīng)力三軸度理論計算獲得的彈塑性應(yīng)變限值更能利用設(shè)備的潛在安全裕度。若是單次偶然載荷引起的膨脹節(jié)塑性損傷，則分析結(jié)果滿足規(guī)范要求。

表2 膨脹節(jié)塑性損傷分析結(jié)果統(tǒng)計

2.3 疲勞壽命校核

參考ASME規(guī)范Ⅷ卷的膨脹節(jié)設(shè)計準(zhǔn)則，評估發(fā)生塑性變形膨脹節(jié)的疲勞壽命評估。評估內(nèi)容包含以下內(nèi)容。

(1)塑性變形引起膨脹節(jié)節(jié)距變化±5%；

(2)塑性變形引起膨脹節(jié)壁厚(均勻)減薄5%。

塑性變形膨脹節(jié)的疲勞壽命評估結(jié)果如表3所示。分析結(jié)果表明，塑性損傷(若是單次偶然載荷形成的)對膨脹節(jié)的疲勞壽命影響有限，即單次偶然載荷引起的膨脹節(jié)塑性損傷對疲勞壽命影響較小。

表3 極限位移(徑向+軸向)條件下膨脹節(jié)疲勞壽命評估

1)規(guī)范建議取值為1～4，ASME規(guī)范計算的允許循環(huán)次數(shù)中已考慮了1.25倍的應(yīng)力安全系數(shù)和3倍的循環(huán)次數(shù)安全系數(shù)，如果膨脹節(jié)無環(huán)焊縫，并且設(shè)計和檢查均滿足規(guī)范的要求，安全系數(shù)可取1;2)規(guī)范未考慮硬化效應(yīng)對疲勞性能的影響，考慮了加工壁厚減薄對疲勞壽命的影響

3 結(jié)論

針對某核電廠汽輪機(jī)膨脹節(jié)發(fā)生的塑性變形損傷，基于ASME規(guī)范和有限元軟件ANSYS進(jìn)行了膨脹節(jié)塑性變形損傷后結(jié)構(gòu)力學(xué)性能分析，典型案例分析結(jié)果表明：

(1)與法國RCC-M規(guī)范和歐盟EN 13445規(guī)范相比，基于ASME規(guī)范應(yīng)力三軸度理論計算獲得的彈塑性應(yīng)變限值更能利用設(shè)備的潛在安全裕度；

(2)汽輪機(jī)低壓缸進(jìn)汽膨脹節(jié)的塑性損傷(若是單次偶然載荷形成的)對膨脹節(jié)的疲勞壽命影響有限；

(3)對于本分析案例，若是單次偶然載荷引起的膨脹節(jié)塑性損傷，則結(jié)構(gòu)的應(yīng)變限值和疲勞壽命評估均滿足相關(guān)規(guī)范要求，可以按照設(shè)計要求繼續(xù)服役使用。