汽轮机高温螺栓应力分析与寿命损耗研究

乔立捷

(华电电力科学研究院，浙江 杭州 310030)

0 引言

高温螺栓是火电厂汽轮机的重要部件，在长期承受温度、应力和环境介质的联合作用下，容易产生早期失效。近年来，发生了多起螺栓断裂事故，不仅造成蒸汽泄漏影响了机组的经济性，而且危及机组的安全运行［1］。高温螺栓早期失效除了与材质因素(如化学成分、金相组织、内部缺陷分布等)有关外，还与应力状态密切相关。本文根据螺栓服役工作条件，以某典型螺栓为实例，对其进行了应力计算和有限元分析并讨论了应力集中、紧固工艺、弯曲应力等因素对螺栓寿命损耗的影响。

1 螺栓应力计算和有限元分析

汽轮机高温螺栓实际服役时应力状态十分复杂，根据设计部门提供的资料，螺栓服役时的主要应力为冷/热紧固应力、温度分布不均匀引起的热应力蒸汽工作应力［2］。

1．1 冷紧应力

螺栓冷紧一般采用扭矩法，扭矩与相应应力由下述关系式确定:

式中:Mt为扭矩;d为公称直径;F0为紧固力;K为扭矩系数，国内一般取0．2［2］。某典型螺栓的规格和冷紧应力见表1。

表1 螺栓冷紧应力

1．2 热紧应力

螺栓热紧一般采用加热转角(弧长)法，热紧力及所需转角由下述关系式确定式中:θ为螺栓加热转角，(°);ΔL0为螺杆伸长量;t为螺距;α为法兰和结合面涂料压缩系数，取1．3;L0为有效螺栓长度;σ0为预紧应力;E为弹性模量，该螺栓的热紧应力见表2。

表2 螺栓热紧应力

1．3 热应力

在汽轮机启动过程中，螺栓受热主要来源于法兰。当温度较高的法兰沿厚度方向膨胀时，会使温度较低的螺栓受到拉伸。依据单向受拉虎克定律，可求出螺栓热应力为式中:Ef，Eb分别为法兰和螺栓弹性模量;Af为2个螺栓距离内法兰有效面积，Ab为螺栓截面积;k为系数，载丝螺栓取l，双头螺栓取2;h为法兰高度;βf，βb分别为法兰和螺栓的线膨胀系数;lb为螺栓长度;Δtf为法兰温升，Δtb为螺栓温升。

欲使螺栓热应力减小，应增加螺栓长度。若kh≈lb，且考虑到Ab≪Af得到

由此得出不同温差条件下的热应力，见表3。

1．4 蒸汽工作应力

在汽轮机运行后，高温高压蒸汽在法兰结合面上产生作用力ΔF，但螺栓受力变化情况与ΔF作用

表3 不同温差条件下的螺栓热应力

位置有关。一种极端情况是ΔF仅作用在法兰结合面上，不增加螺栓受力;另一种极端情况是ΔF作用在法兰与螺母的接触面上，全部增加螺栓拉应力。在一般情况下，螺栓受力增大只是蒸汽作用力的一部分。法兰和螺栓受力与变形之间的关系如图1所示。

图1 法兰和螺栓受力与变形之间的关系

由图1可知，蒸汽作用力为

螺栓增加拉力为

式中:Cf为法兰刚度;Cb为螺栓刚度;Δl'b为螺栓受力变形量;Δl'f为法兰高度方向变形量。

对金属螺纹连接而言，螺栓相对刚度Cb/(Cb+Cf)为 0．2～0．3［3］，此处取 0．3，则对于亚临界机组来说，螺栓蒸汽工作应力为 σz=0．3 ×16．67=5．0(MPa)。

1．5 螺栓有限元分析

利用SolidWorks建立螺栓的三维实体模型，导入ANSYSWORKBENCH进行网格划分，在螺栓几何不连续部位(如变截面、螺纹处等)采用网格细分加密以增加计算精度，M130双头螺栓的三维有限元网格划分和实体模型如图2所示。机组运行稳定后，在冷紧应力、热紧应力、蒸汽工作应力作用下，M130双头螺栓的Von－Mises等效应力分布如图3所示，计算结果表明，光杆部位的应力水平为220．0 MPa，而在靠近螺母支承面的螺纹局部则存在明显的应力集中，Von－Mises等效应力高达496．0MPa，这与螺栓常见的断裂位置相一致。由上述计算结果可知，机组稳定运行后螺栓的基准应力为321．5 MPa，此时螺栓理论应力集中系数为1．54，存在明显应力集中，这将使螺栓结构强度降低，大大加速螺栓寿命损耗。

2 弯曲应力的影响

在螺栓正常预紧后，主要承受拉应力，但弯曲应力的影响不容忽视。螺栓在偏心时，在弯曲方向侧产生一个附加的压应力，另一侧受到一个附加张应力［4］。

当支承面转过θ角时，螺杆内的弯曲应力为螺纹部分的弯曲应力为

式中:E为弹性模量;d为螺栓外径;dc为螺杆直径;l为螺栓产生弯曲部分的长度。

几种典型螺栓材质及尺寸参数见表4，结合式(8)、式(9)分析的结果，可得到不同偏转角下螺栓的弯曲应力分布，如图4所示。从以上计算分析结果可以看出，偏转角对螺杆以及螺纹内弯曲应力影响很大，例如，偏转角为30'时，材质为20Cr1Mo1V1调节汽门螺栓的螺纹内弯曲应力高达300MPa。这与参考文献［5］中提供的螺栓内外应力测量值相吻合，内侧应力为 279．3 MPa，而外侧应力达 771．3 MPa。研究表明，偏转角对疲劳寿命的影响大体是:当偏转角为 30'～45'时，疲劳强度降低15%～20%。由上述分析可知，当螺栓存在偏转角时，会引起相当大的弯曲应力，进而降低螺栓的疲劳寿命，因此，有必要采取结构措施降低弯曲应力的影响。

表4 几种典型螺栓材质及尺寸参数

图4 不同偏转角下螺栓的弯曲应力

3 紧固工艺的影响

采用不同的预紧方法，将产生不同的紧力偏差。常用的螺栓预紧方法及特点见表5。

表5 常用螺栓预紧方法及特点

为研究不同预紧方法对螺栓蠕变寿命的影响，介绍了工程中常用的蠕变损伤Schlottner－Seeley模型，它是一个基于应变的损伤准则［6］。螺栓的蠕变过程符合Norton规律，对于任一加载循环时间ti，产生的平均蠕变应变速率为

蠕变寿命损耗为

式中:σ0为初始应力;σ为运行中任一时刻的应力;ε0为初始应变;B，n为Norton常数;E为弹性模量;P，Q为常数。

按照上述模型，计算一个加载周期(大修期约20000 h)产生的蠕变寿命损耗，见表6和表7。由以上分析可知，加长套筒扳手法产生的蠕变损耗量最大，其增加量达59%，而液压扭矩扳手产生的蠕变损耗增量最小。因此，在实际装配中应尽可能减少紧力偏差，严格控制紧固工艺。

表6 蠕变损耗计算(参量)

表7 蠕变损耗计算(结果)

4 结论

(1)汽轮机高温螺栓承受多种应力，主要包括冷紧应力、热紧应力、蒸汽工作应力以及启动或变负荷时产生的热应力。螺纹相当于缺口作用，在固定端第1圈螺纹处应力最高，应力集中明显，这将使螺栓结构强度降低。应采取增大螺纹根部的圆角半径等措施，来实现螺栓的等强度设计目标。

(2)在正常情况下，螺栓仅承受轴向拉应力，但螺栓偏心时会产生不容忽视的弯曲应力，降低螺栓疲劳寿命。

(3)不同预紧工艺产生的紧力相差较大，相应蠕变寿命损耗量也相差较大，在实际装配中应严格控制工艺，降低紧力偏差。

［1］龙会国．高温螺栓组织典型失效形式［J］．汽轮机技术，2011(2):157－158．

［2］华北电力科学研究院．电力工业技术监督标准汇编(金属分册)［M］．北京:水利电力出版社，1994．

［3］成大先．机械设计手册［M］．2卷．北京:化学工业出版社，2007．

［4］C．B．谢联先．机械零件的承载能力和强度计算［M］．汪一麟，译．北京:机械工业出版社，1984．

［5］周顺深．火电厂高温部件剩余寿命评估［M］．北京:中国电力出版社，2006．

［6］梁昌乾．高温紧固螺栓的剩余寿命评估［J］．热力发电．2004(3):61－63．