某重型燃機渦輪盤連接優(yōu)化設計及焊接變形影響分析

權(quán)立寶

（中國航發(fā)燃氣輪機有限公司）

0 引言

渦輪盤作為燃氣輪機關(guān)鍵部件之一，葉片與輪盤質(zhì)量及轉(zhuǎn)速引起的離心力、溫度梯度產(chǎn)生的熱應力以及相關(guān)零件非協(xié)調(diào)變形的附加應力是其受到的典型載荷[1，2]。離心載荷和溫度載荷的不同步，輪盤復雜幾何導致的應力不均勻和梯度，是其典型的載荷分布特征，且輪盤的工作環(huán)境非常惡劣[3]，使其受載情況更加復雜。輪盤工作時一旦破壞，往往造成無法挽回的災難性損失。因此，輪盤的設計必須考慮材料、強度、振動、壽命以及加工工藝性等問題，盡可能地提升輪盤的可靠性。

在實際工程應用中，常采用有限元方法對輪盤機組的強度進行計算和校核。袁定軍等[4]通過有限元分析軟件對某機型飛輪強度進行了計算，討論了飛輪的強度及熱應力，為飛輪的結(jié)構(gòu)優(yōu)化提供有效的依據(jù)。童正明等[5]針對渦輪增壓器離心壓氣機葉輪輪盤邊緣斷裂故障，建立壓氣機三維模型，進行有限元強度分析和有限元模態(tài)分析。張同桐等[6]分析了在實際工況下葉輪表面的von-Mises應力分布，發(fā)現(xiàn)在葉片進口邊，尤其是葉頂和葉根位置應力最大。為了減小葉輪局部位置上最大von-Mises應力，分別對葉片與輪盤、輪蓋的連接處倒圓進行了分析。趙明等[7]為了分析某煙機輪盤在受損修復后的使用壽命，采用有限元方法對該輪盤在修復前后不同工作狀態(tài)下的強度和壽命進行了分析比較，給出了修復后輪盤安全系數(shù)和工作壽命的變化，確定修復后輪盤的安全系數(shù)。上述研究多數(shù)研究了輪盤本身的結(jié)構(gòu)強度，而針對連接點對輪盤強度的影響卻鮮有人分析。

針對某型燃氣輪機的輪盤焊接連接結(jié)構(gòu)對整體強度的影響，本文采用某型輪盤組件的循環(huán)對稱模型，基于有限元方法分析對輪盤的整體強度進行分析，并優(yōu)化了連接結(jié)構(gòu)，分析了不同連接條件下的輪盤等效應力和應力儲備系數(shù)。

1 研究目標與對象

1.1 研究目標

對某國產(chǎn)重型燃氣輪機第一級渦輪盤結(jié)構(gòu)進行強度計算，與焊接變形結(jié)構(gòu)的強度校核結(jié)果進行對比分析，獲得焊接變形對渦輪盤的影響。此外，為徹底解決焊接造成輪盤的變形翹曲，提高渦輪盤的可靠性，開展第一級渦輪盤連接結(jié)構(gòu)的優(yōu)化設計與可靠性評估。

1.2 研究對象

某國產(chǎn)重型燃氣輪機渦輪轉(zhuǎn)子是一種盤鼓混合式結(jié)構(gòu)，本文研究對象為該型燃氣輪機的第一級渦輪盤組件，由吊掛盤、鼓筒及第一級渦輪盤組成，采用電子束焊接方式連接成一體，其具體結(jié)構(gòu)如圖1所示。焊接后的應力釋放造成輪盤輻板翹曲變形，而第一級輪盤組件中間為半封閉環(huán)腔結(jié)構(gòu)，無法通過機械加工保留余量的方式保證輪盤中心對稱和各截面的壁厚要求，從而可能影響輪盤組件的強度與運行安全性，因此需要對輪盤組件的焊接變形結(jié)構(gòu)的強度進行校核，必要時應對其結(jié)構(gòu)進行優(yōu)化設計。輪盤材料均采用的是GH2674高溫合金，輪盤運行時的環(huán)境溫度250℃，該溫度下的材料性能數(shù)據(jù)見表1。

圖1 第一級渦輪盤組件三維模型Fig.1 Three dimensional model of the first stage turbine disc

表1 GH2674高溫合金材料參數(shù)(250℃)[8]Tab.1 Material parameters of GH2674 superalloy(250 ℃)

1.3 計算方法及流程

本文考慮輪盤組件為循環(huán)對稱結(jié)構(gòu)，選取1/82 扇區(qū)作為計算對象，采用AnsysWorkbench 商業(yè)有限元軟件計算輪盤組件的強度結(jié)果。輪盤組件有限元計算的主要流程如圖2所示。首先，將輪盤組件的模型切分出1/82扇區(qū)，并將其導入Workbench定義輪盤組件的材料參數(shù)；然后對葉片的質(zhì)量進行等效，在模型的葉片質(zhì)心位置建立葉片等效質(zhì)量點，在輪盤組件的切分截面設置循環(huán)對稱邊界；其次，對輪盤組件模型進行網(wǎng)格劃分，并檢查網(wǎng)格單元的質(zhì)量；最后，根據(jù)輪盤組件的運轉(zhuǎn)環(huán)境設置邊界條件和載荷，完成數(shù)值計算并得出響應的強度和變形結(jié)果。

圖2 輪盤組件有限元計算流程Fig.2 Finite element calculation process of wheel disc assembly

2 計算模型和載荷

2.1 邊界條件

為了更準確地模擬分析對象的邊界條件，得到更為精準的強度校核結(jié)果，需要進行邊界條件的確定。首先，分別將連接一級盤和二級盤的轉(zhuǎn)接環(huán)、連接吊掛盤及其負載的轉(zhuǎn)接環(huán)以及連接吊掛盤和第一級渦輪盤的盤心圓柱殼體考慮到計算模型中，具體考慮方式如圖3（a）所示。然后，對重組結(jié)構(gòu)兩端分別施加載荷和約束條件：在圖3（b）中A 位置設置軸向和周向位移約束；B位置施加扭轉(zhuǎn)載荷。

圖3 一級盤及轉(zhuǎn)接環(huán)兩端邊界條件設定方案Fig.3 Setting scheme of boundary conditions at both ends of primary disc and adapter ring

2.2 模型的選擇

為了實現(xiàn)模型減縮以提高模型計算效率，本研究將采用循環(huán)對稱算法，因此將全尺寸模型減縮為原模型的1/82個扇區(qū)。計算模型網(wǎng)格尺寸為2.5mm，單元類型為Solid186，共包含75672 個單元、348852 個節(jié)點，具體計算模型網(wǎng)格劃分效果如圖4所示。

圖4 分析對象的網(wǎng)格劃分結(jié)果Fig.4 Meshing results of the analysis object

2.3 載荷的施加

本文的分析對象為吊掛盤、轉(zhuǎn)接環(huán)及一級渦輪盤組成的整體結(jié)構(gòu)，工作載荷包括輪盤自身質(zhì)量、葉片質(zhì)量和轉(zhuǎn)速產(chǎn)生的離心載荷、溫度載荷以及扭矩載荷，運行轉(zhuǎn)速為3000r/min，不同部件處功率載荷如表2 所示，轉(zhuǎn)換為扭矩載荷見表3。

表2 不同部件處功率載荷Tab.2 Power loads at different parts

表3 不同部件處扭矩載荷Tab.3 Torque loads at different parts

為了模擬真實載荷條件，施加載荷的具體方案如下：第一，對輪盤組件結(jié)構(gòu)中一級渦輪盤后轉(zhuǎn)接環(huán)端面施加扭矩載荷；第二，通過透平功率換算出每個葉片承載的周向載荷，并施加在葉片質(zhì)心位置，如圖5所示。

圖5 葉片周向載荷施加位置Fig.5 Application position of blade circumferential load

3 強度計算和校核

通過計算得出變形前與變形后的吊掛盤、轉(zhuǎn)接環(huán)及一級渦輪盤的等效應力、徑向應力及周向應力云圖，如圖7 及圖8 所示，表4 中提供了原設計與變形后輪盤分析結(jié)果，并計算得到單點儲備應力系數(shù)，其具體公式如下：

圖7 原設計結(jié)構(gòu)輪盤整體結(jié)構(gòu)等效應力云圖Fig.7 Equivalent stress for the overall structure of the wheel disc of the original design structure

圖8 焊接變形后輪盤整體結(jié)構(gòu)等效應力云圖Fig.8 Equivalent stress on the overall structure of wheel disc after welding deformation

表4 原設計及焊接變形兩種狀態(tài)的等效應力、徑向應力及周向應力云圖計算結(jié)果Tab.4 Cloud chart calculation results of equivalent stress,radial stress and circumferential stress in original design and welding deformation

式中，σ0.2是材料的屈服極限，本次計算使用的合金GH2674環(huán)境溫度250℃下的屈服極限應力698MPa；σE為單點節(jié)點等效應力；i為節(jié)點編號。

4 優(yōu)化結(jié)構(gòu)的強度校核與傳扭可靠性分析

4.1 輪盤組件結(jié)構(gòu)優(yōu)化

因每一臺輪盤的焊接變形翹曲的大小和位置不可控，導致渦輪盤的應力分布存在差異，給燃氣輪機的安全可靠性帶來不確定性。為解決焊接造成的變形影響，開展了第一級渦輪盤組件連接結(jié)構(gòu)優(yōu)化設計，優(yōu)化后的結(jié)構(gòu)見圖9。

圖9 優(yōu)化后的輪盤結(jié)構(gòu)Fig.9 Optimized wheel-disc structure

具體優(yōu)化內(nèi)容為：

1）轉(zhuǎn)接環(huán)與第一級渦輪盤仍采用電子束焊接連接;

2）吊掛盤與轉(zhuǎn)接環(huán)采用精密螺栓連接。

該種連接方式將原來的半封閉環(huán)形結(jié)構(gòu)轉(zhuǎn)變?yōu)殚_式環(huán)形結(jié)構(gòu)，這種連接結(jié)構(gòu)的優(yōu)點在于可通過焊接后組合加工的方式消除焊接引起的變形，保證了零件與設計狀態(tài)的一致性和可控性。為滿足第一級渦輪盤組件安全穩(wěn)定運行的要求，開展優(yōu)化結(jié)構(gòu)的強度校核和傳扭可靠性分析。

本節(jié)分析中輪盤材料與第1節(jié)內(nèi)容相同，結(jié)構(gòu)優(yōu)化新增加的螺栓采用M20×1.5型螺栓，材料采用GH4033高溫合金，結(jié)構(gòu)運行的環(huán)境溫度為250℃，該溫度下的材料參數(shù)如表5所示。

表5 GH4033合金材料參數(shù)[3]Tab.5 Alloy material parameters of GH4033

4.2 載荷條件

施加在改進設計方案結(jié)構(gòu)上的載荷有兩種：

1）第一種載荷與2.3節(jié)內(nèi)容所施加的載荷相同；

2）第二種載荷則是施加在螺栓上的預緊力，預緊力為內(nèi)載荷，根據(jù)螺栓的材料屬性及標準進行螺栓預緊力測算。

在裝配過程中，通過擰緊力矩控制預緊力，優(yōu)化結(jié)構(gòu)中螺栓施加擰緊力矩300/(N·m)，根據(jù)《機械設計手冊》第四版第二卷（成大先主編）[9]，可得螺栓預緊力為88888.9N。

4.3 有限元建模

對傳扭可靠性進行分析和結(jié)構(gòu)強度計算及校核前，需要對模型進行網(wǎng)格劃分，并施加邊界條件及載荷，以求得接觸界面的法向壓力和結(jié)構(gòu)強度。根據(jù)螺栓分布特征，采用循環(huán)對稱算法，根據(jù)周向螺栓數(shù)量將全尺寸模型減縮為原模型的1/100 個扇區(qū)。計算模型局部網(wǎng)格尺寸細化，具體計算模型如圖10所示。

圖10 循優(yōu)化結(jié)構(gòu)的環(huán)對稱模型網(wǎng)格劃分結(jié)果Fig.10 Meshing of model based on optimized structure

4.4 傳扭可靠性分析

在工作過程中，螺栓連接結(jié)合面通過摩擦傳扭，承受轉(zhuǎn)矩T的作用，螺栓連接界面有平衡方程：

經(jīng)計算，螺栓連接部位各接觸界面法向壓力為N0=1.3907×105N。為實現(xiàn)較高傳扭可靠性，連接界面應該不發(fā)生相對移動，根據(jù)《機械設計手冊》第四版第二卷（成大先主編），最大可傳遞扭矩為：

式中，N0為連接界面壓力；Kn為可靠性系數(shù)，通常為1.2～1.5，取值1.5；r為螺栓處旋轉(zhuǎn)半徑，r=0.915m；μ為摩擦系數(shù)，為0.1～0.16，取0.135；z為螺栓數(shù)量，取100。

本文研究對象在運行過程中不同位置處扭矩載荷如2.3節(jié)表3所示。對比發(fā)現(xiàn)，Tmax＞8.124×105N·m。計算結(jié)果表明，能夠傳遞的最大扭矩大于實際工作扭矩，能夠?qū)崿F(xiàn)摩擦傳扭（若摩擦系數(shù)μ=0.1，經(jīng)計算預緊力F0=120000N，接觸界面法向壓力N0=1.7714×105N，Tmax=1.0805×106N·m＞8.124×105N·m，仍然能夠?qū)崿F(xiàn)摩擦傳扭）。

4.5 結(jié)構(gòu)強度計算及校核

本節(jié)載荷條件的施加除螺栓預緊力外均與2.3節(jié)內(nèi)容一致，通過計算得出輪盤應力云圖，如圖11所示。計算結(jié)果顯示，最大等效應力出現(xiàn)在轉(zhuǎn)接環(huán)圓角處，最大徑向應力出現(xiàn)在吊掛盤靠近螺栓連接處，最大周向應力出現(xiàn)在吊掛盤吊耳處。

圖11 采用螺栓連接輪盤整體結(jié)構(gòu)等效應力云圖Fig.11 Equivalent stress of the turbine disc connected by bolts

為了更加清楚地對比原結(jié)構(gòu)和改進后螺栓連接結(jié)構(gòu)的應力情況，這里將原設計與優(yōu)化設計結(jié)構(gòu)的最大等效應力、最大徑向應力及最大周向應力列出，如表6 所示。結(jié)果表明：盡管轉(zhuǎn)接環(huán)處等效應力有一定增加，但遠低于其屈服極限；關(guān)鍵結(jié)構(gòu)件精密螺栓連接結(jié)構(gòu)一級盤最大等效應力變化不明顯；整體上單點應力儲備系數(shù)變化不大，足以保證設備穩(wěn)定運行。

表6 原結(jié)構(gòu)與改進螺栓連接結(jié)構(gòu)等效應力、徑向應力及周向應力計算結(jié)果Tab.6 Calculation results of equivalent stress,radial stress and circumferential stress of original structure and optimized structure with bolt connection

5 結(jié)論

1）通過對輪盤原設計結(jié)構(gòu)與焊接變形后結(jié)構(gòu)的強度計算分析，結(jié)果表明焊接造成的變形降低了輪盤的強度儲備系數(shù)，并且每一個輪盤組件焊接變形位置和變形位移大小具有一定的偶然性，無法完全滿足設計要求，給燃氣輪機運行帶來安全隱患。

2）原設計結(jié)構(gòu)與焊接變形結(jié)構(gòu)的最大等效應力出現(xiàn)于吊掛盤內(nèi)徑吊耳處，最大徑向應力出現(xiàn)于吊掛盤前圓倒角處，而最大周向應力同樣出現(xiàn)于一級盤吊耳處。因此，吊掛盤內(nèi)徑吊耳結(jié)構(gòu)以及一級盤倒角等結(jié)構(gòu)需要重點關(guān)注，并可進行適當?shù)慕Y(jié)構(gòu)優(yōu)化以降低應力水平。

3）焊接變形結(jié)構(gòu)的最大等效應力和最大周向應力相對原設計結(jié)構(gòu)有微小增加，但最大徑向應力增大明顯，單點應力儲備系數(shù)降低。

4）優(yōu)化設計結(jié)構(gòu)傳扭可靠性分析結(jié)果，即最大可傳遞扭矩大于最大工作扭矩，表明螺栓連接結(jié)構(gòu)能夠滿足摩擦傳扭要求；強度校核計算表明優(yōu)化后的結(jié)構(gòu)與原設計結(jié)構(gòu)比較變化不大，滿足設計需求。另外，轉(zhuǎn)接環(huán)圓角和吊掛盤吊耳處相對危險，經(jīng)進一步改進結(jié)構(gòu)計算證明，可對轉(zhuǎn)接環(huán)和吊掛盤進行結(jié)構(gòu)優(yōu)化以降低應力水平。