汽轮机双挠性板支撑结构稳定性研究

吴方松，尹刚，刘佳男，王义飞

(东方汽轮机有限公司，四川德阳，618000)

汽轮机双挠性板支撑结构稳定性研究

吴方松，尹刚，刘佳男，王义飞

(东方汽轮机有限公司，四川德阳，618000)

挠性板支撑结构更简单、装配更方便、变工况适应性好，被广泛应用在小功率驱动汽轮机上。但是由于挠性板多采用双支撑板结构，属于超静定问题，理论计算难以分析和判定。故文章通过有限元软件，研究了某典型挠性板结构，分析了其稳定性，同时研究了挠性板初始扰动 (即汽轮机热膨胀位移)和高宽比对其稳定性的影响，为新挠性板结构设计提供了强度和稳定性方面的依据。

挠性板，稳定性，汽轮机

0 引言

工程实践证明，挠性板组成的滑销系统结构更简单，装配更方便，在小功率汽轮机变工况时能更自如地适应膨胀变化，同时在一定程度上减小了汽缸的自身振动。目前小功率汽轮机组多采用挠性板结构的滑销系统取代大功率汽轮机上采用的滑键系统。但是，挠性板支撑结构多是由国外引进的技术，公司在引进后一直沿用引进结构数据，未对其做充分的研究和实验改进。同时由于挠性板结构一般都是双支撑结构，属于超静定问题，一般的理论分析方法已经很有限，对此结构不能很好地做出全面的分析和判定，在采用新结构参数挠性板时对其稳定性是否可靠，没有有效的判定依据[1]。

本文就某典型前箱挠性板支撑结构利用有限元软件进行全三维分析计算，研究其在工作条件下的强度和稳定性，同时定量地给出了挠性板热膨胀位移和高宽比对稳定性的影响，为现有挠性板结构优化和新设计挠性板结构提供了一定的理论支撑，避免了盲目武断的设计思想。

1 物理模型和网格划分[2-3]

模型由2块相同支撑板、上承载板和下安装板组成，如图1所示。针对该挠性支撑结构采用PRO/e软件按1∶1比例进行三维建模。将三维模型导入商业软件ANSYS 11.0的协同仿真环境的平台ANSYSWorkbench 11.0。有限元网格的划分采用六面体网格，计算时进行了充分的网格无关性验证，网格数量约1.4万，如图2所示。

图1 挠性板支撑结构示意图

图2 挠性支撑结构网格

2 基本理论及边界条件[4-9]

2.1 基本理论

工程环境中结构失稳是一种常见现象，失稳又称为屈曲。一旦结构屈曲，失稳的结构就将丧失部分或者全部承载能力，导致结构失效，造成安全隐患，严重的还会引发工程事故。结构的稳定性问题中，理想轴压杆问题具有代表性，欧拉对此进行了研究，并提出了欧拉公式。直杆、薄板、薄壳等结构在外力作用下处于稳定平衡状态，但在结构所受的载荷达到某一值时，若增加一个微小的增量，则结构将发生很大的改变，这种情况叫做结构失稳或屈曲，相应的载荷称为屈曲载荷或临界载荷，写作Pcr，即当P＞Pcr时，结构发生屈曲；当P＜Pcr，是稳定平衡状态；当P=Pcr，是临界平衡状态。结构发生屈曲时，内部应力往往还远小于屈服极限，所以结构的临界状态就成为限制结构承载能力的关键点。如何寻找结构在多重载荷下的临界承载能力，一直是工程界关心的重点。

2.2 模型简化和边界条件

双挠性板支持结构一般由2块相同支撑板、上承载板和下安装板组成。查知某一典型挠性板结构参数，高度为H，宽度为W，厚度为σ。此处仅分析挠性板，忽略上承载板和下安装板结构对其的影响。根据机组热位移得知挠性板初始扰动量δ，查机组负荷分配得知上承载板受垂直载荷P，同时设下安装板为固定，见图3。同时查知挠性板材料为20 g，室温下的屈服极限245MPa、抗拉极限400MPa。

图3 简化模型和边界条件

3 结果分析

3.1 某典型挠性板稳定性

本文根据已经过工程实际应用的一典型挠性设定边界条件：H=495 mm，W=495 mm，σ=14 mm，P=140 000 N，初始扰动量δ=3.5 mm，对其进行临界载荷和内部应力分析，得到了其临界载荷Pcr为6 478 360 N，应力分布如图4所示。

图4 应力分布

从图4中可以看出，挠性板的最大应力为124.5 MPa，出现在挠性板与上承载板接配处。同时从分析受力可知，整个挠性板的应力水平较低，基本处于40～80MPa，远小于屈服极限245MPa。

从分析结果来看，此挠性板承载能力强，临界载荷Pcr为6 478 360 N，远远大于工程实际可能出现的载荷，安全余量充足。挠性板板体不可避免在局部出现了应力集中，但考虑整个挠性板整体应力水平较低，远小于屈服极限245 MPa。可以看出此挠性板完全满足工程需要，同时安全余量充足。

3.2 初始扰动对挠性板稳定性的影响

从理论分析可知，结构的屈曲与初始的扰动（即热位移）有着很大关系。上述典型挠性板的初始热位移根据工程实际查阅得知，但是由于各种机组参数和结构千差万别，导致机组热位移在一定程度上发生较大变化。所以，研究在不同初始扰动下，挠性板稳定性是很有必要的。

本文为了排除其他因素的影响，在保持原典型挠性板结构参数不变和其他边界条件不变的前提下（即：H，W，δ不变），改变初始扰动δ。分析在不同初始扰动δ下，挠性板在各工况下的临界载荷Pcr，如表1所示。

表1 不同初始扰动δ下的临界载荷Pcr

为了更好地分析不同初始扰动下对应的临界载荷Pcr变化趋势，将表1中数据分析整理成线条图形，如图5所示。

图5 临界载荷Pcr随初始扰动δ的变化

结合表1和图5可以看出，挠性板的临界载荷Pcr随着初始扰动δ的增加不断下降，即初始热位移越大，挠性板的承载能力越差。考虑到挠性板支撑结构多被小功率汽轮机采用，小功率汽轮受结构限制，一般热位移不会很大。从表1可以看出，最大初始扰动量δ=6.5 mm所对应的临界载荷Pcr为5 489 kN，在一般工程上，如此大的承载能力完全能满足各种机组和工况的要求。

所以，挠性板的承载能力虽然随着初始扰动增加而有所下降，但是在挠性板应用的领域内具有良好的承载能力。从而得知，在挠性板结构参数一定时，将挠性板用于适当热位移下的各种机型均是可行的。

3.3 挠性板高宽比（H/W）对稳定性的影响

在具体工程应用中，往往由于汽轮机结构变化，导致挠性板结构需要做出适当的调整。所以，分析不同结构参数的挠性板的稳定性，得出挠性板设计的结构依据，用于指导挠性板结构设计。定义挠性板高度H与宽度W的比值为挠性板的高宽比 （H/W）。由于挠性板的宽度一般受结构限制较少，不需做太多调整，此处假设宽度W不变，厚度σ不变，通过调整高度来改变高宽比 （H/ W），设初始扰动量δ=3.5 mm。通过分析计算得到了不同高宽比下挠性板临界载荷Pcr，见表2。

表2 不同高宽比（H/W）下的临界载荷Pcr

为了更好地分析不同高宽比 （H/W）下对应的临界载荷Pcr变化趋势，将表2中数据分析整理成线条图形，如图6所示。

图6 临界载荷Pcr随高宽比 （H/W）的变化

结合表2和图6可以看出，随着挠性板高宽比 （H/W）的增加，挠性板的临界载荷Pcr迅速下降，当高宽比 （H/W）增加到1.5时，临界载荷Pcr下降趋势才趋于平缓。

由此可以看出挠性板越高，高宽比 （H/W）越大，挠性板的承载能力越差。从表2可以看出，最大高宽比 （H/W）=2所对应的临界载荷Pcr为1 940 kN，在一般工程上，如此大的承载能力完全能满足各种机组和工况的要求。因此，在设计挠性板时，高宽比（H/W）不是很大时 （高宽比 （H/ W）≤2），稳定性趋于安全。

从图6中可以看出高宽比 （H/W）越小，临界载荷Pcr越大，承载能力越强。但是由于高宽比（H/W）增加，导致在同样热位移变形下，板体内应力将增加。表3给出了不同高宽比 （H/W）所对应的板体最大内应力。

表3 不同高宽比 （H/W）下的最大应力θ

将表3中数据分析整理成线条图形，如图7所示。结合表3和图7可以看出，当高宽比 （H/ W）变小时，特别是小于1.0后，挠性板应力将急剧增加。

结合图6和图7分析可知，随着高宽比 （H/ W）的变小，挠性板的屈曲载荷有了大幅的提升；但是挠性板板体应力也急剧增加，当应力大于屈服强度时，挠性板将发生塑性变形，同样将导致挠性板失稳。所以在设计挠性板时可以通过降低高度来得到更大的临界载荷，但是需谨慎考虑，防止挠性板应力超限。

图7 挠性板最大应力θ随高宽比（H/W）的变化

4 结论

（1）利用ANSYS软件分析计算了某典型挠性板稳定性，得到了临界载荷；同时在设定边界条件下，得到了挠性板应力分布。从分析结果看出，此挠性板应力和临界载荷均能满足工程需要，并且有足够的安全余量。

（2）通过研究临界载荷Pcr随初始扰动δ的变化，可以看出，随着初始扰动δ的增加，临界载荷Pcr将减小。

（3）通过研究临界载荷Pcr随高宽比（H/W）的变化得知，随着高宽比（H/W）的减小，临界载荷Pcr将增加。但是随着高宽比（H/W）的减小，挠性板应力将急剧增加，设计时需从两方面考虑，保证挠性板的强度和稳定性。

[1]张毅,刘文奇,赵久文.汽缸的稳定性计算[J].汽轮机技术,1996,38(1):35-38,49

[2]ANSYS11.0sp1英文帮助

[3]龚曙光,黄云清.有限元分析与ANSYSAPDL编程及高级应用[M].北京:机械工业出版社,2009:11-14

[4]魏先英,高树强,余耀,等.汽轮机高压缸的稳定性分析[J].汽轮机技术,1990,32(1):23-30

[5]彭鹏.结构在约束下屈曲的数值模拟[D].上海:上海交通大学,2009:5

[6]王泽军.锅炉结构有限元分析 [M].北京:化学工业出版社,2005:153-169

[7]张磊.考虑横向正应力影响的薄壁构件稳定理论及其应用[D].杭州:浙江大学,2005:5-6

[8]姜求志,王金瑞.火力发电厂金属材料手册[M].北京:中国电力出版社,2000:87-89,479-480

[9]朱伯芳,黎展眉,张壁城.结构优化设计原理与应用[M].北京:水利电力出版社,1984:5-6

Stability Research of Steam Turbine Dual Flexible Plate Support Structure

Wu Fangsong，Yin Gang，Liu Jianan，Wang Yifei
（Dongfang Turbine Co.,Ltd.,Deyang Sichuan,618000）

Flexible plate support structure ismore simple,more convenient assembly,variable conditions better adaptability,which is widely used in miniwatt drive steam turbine.Howevermore flexible plates adopt dual support plate which is a statically indeterm inate problem,difficult to analyze and determ ine through the theoretical calculations.Through the finite element software,this paper researches the typical flexible p late,analyzes its stability and researches the influence of stability by initial disturbance of flexible plate（turbine thermal expansion displacement）and aspect ratio,provides strength and stability basis for designing new flexible plate structure.

flexible plate,stability,steam turbine

TK262

：A

：1674-9987（2014）03-0030-04

吴方松（1986-），男，工程师，2009年毕业于西安交通大学能源与动力工程及其自动化专业，主要从事工业汽轮机概念设计工作。