某型径向透平叶轮强度分析
2020-04-02丁继伟姜东坡邵志伟
丁继伟 姜东坡 邵志伟
(哈尔滨电气股份有限公司,黑龙江 哈尔滨150028)
由于径向透平具有造价低廉、结构紧凑、制造工艺简单、流量小等特点[1],越来越受到电厂及研究机构的重视。叶轮作为天然气径向透平的重要部件,由于其工作转速高、工作压力大,若设计不合理,存在破坏的风险。本文以某型径向透平的叶轮设计为基础,基于有限元理论,对径向透平的强度、模态进行了分析,并按相关标准校核了叶轮的强度。
1 数值仿真模型
1.1 几何模型级网格划分
根据叶轮设计参数及叶轮的结构特点,采用四节点的四面体非结构化网格对叶轮进行网格划分,得到的网格模型如图1所示。
图1 叶轮的网格模型
1.2 边界条件
根据叶轮在整机中的装配关系,在进行静力学计算时的边界条件(如图2 所示)为:a.在叶轮凸台平面处施加轴向位移约束;b.在叶轮中心孔圆柱凸台处施加切向位移约束。
图2 叶轮的边界条件示意图
1.3 载荷
径向透平在实际运行过程中,叶轮受到压力载荷、离心力载荷、温度载荷、装配预紧力载荷的共同作用,对于低温径向透平而言,离心力载荷是造成叶轮破坏的主要载荷,其他载荷相对于离心力载荷而言非常小,可以忽略不计。叶轮在正常工作状态下的转速为8300 转每分钟,最大连续工作转速为8715 转每分钟,根据相关标准要求115%的超速要求,超速转速为10023 转每分钟。
1.4 材料
该叶轮所使用的材料为牌号为FV520B,其材料属性如表1所示。
表1 FB520B 的材料属性
1.5 网格无关性检验
以叶轮中心孔的等效应力作为参考值,进行数值仿真模型的网格无关性检验[2-4],网格无关性的检验结果如图3 所示。由图3 可以看出,当单元数量大于79401 时,叶轮中心孔处的最大等效应力几乎不再随网格数量的变化而变化,故选用79401 个网格作为最终计算所采用的网格数量。
图3 网格无关性检验结果
2 计算结果分析
2.1 强度计算结果分析
叶轮的正常工作转速为8300 转每分钟,其强度计算算结果如图4 至图7 所示。
图4 叶片等效应力分布
图5 中心轴向剖面等效应力分布
图6 中心孔最大主应力分布
图7 轮背面最大主应力分布
由图4 至图7 可以看出,叶轮最大应力出现在中心内表面,大小为101Mpa,其轴向位置与质心轴向位置一致,其余位置应力水平较低。
2.2 刚度计算结果分析
叶轮在设计工况下的径向变形如图8 所示。由图8 可以看出,在离心力作用下,叶轮径向尺寸变大,若叶轮与静子间隙过小,会发生碰摩。
图8 叶轮在设计工况下的径向变形
叶轮在设计工况下的轴向变形如图9 所示。由图9 可以看出,叶轮的叶片与轮盘向远离静子的方向变形,即在轴向方向上,叶轮两端的部位(叶片和轮盘)均向靠近质心方向变形,而远离静子件,所以不会再轴向发生碰摩现象。
图9 叶轮在设计工况下的轴向变形
2.3 模态计算结果分析
在设计工况下,由于叶轮受到载荷作用而发生变形,物理属性中的质量和弹性模量发生了变化,使其固有频率发生变化,固有频率的计算结果如表2 所示。
表2 叶轮在设计工况下的固有频率
3 结果校核
参照标准《JB/T 7676-1995 能量回收透平膨胀机》[5]对计算结果进行校核。该标准中规定:a.在正常工况下,叶轮的等效应力安全系数大于1.5;b.工作转速范围内不出现共振,且远离临界转速20%以上。
中心孔位置的应力最大,为101Mpa,安全系数为9.9,大于1.5,满足标准要求。工作转速为8300 转每分钟,对应的频率为138.33Hz,远远低于前四阶固有频率,远离临界转速的20%以上,叶轮的动力学特性满足要求。
4 结论
经过对某型径向透平叶轮的强度分析,可以得到如下结论:a.应力最大的位置发生在中心孔,大小约为101Mpa;b.叶轮的径向变形为0.0293mm,轴向变形为0.005mm;c.经校核,该径向透平叶轮的强度、振动满足标准要求。