在火電機組深度調峰工況下,汽輪機進汽量明顯減少,低壓缸甚至處于小流量工況下,嚴重威脅葉片的安全穩(wěn)定運行。為了研究深度調峰工況下,葉片強度極限內最小流量確定的問題,利用ANSYS-Workbench軟件對末級葉片進行流固耦合運算和模態(tài)分析。結果表明,最大等效應力與最大變形量所處位置不一致,最大等效應力出現(xiàn)在葉頂,最大變形量出現(xiàn)在葉片中部。隨著流量的減小,最大等效應力和最大變形量呈先減小后增大的趨勢。G1/G0=0.1時,最大等效應力為451.52 MPa,較額定工況時增加了18.94%,最大變形量為0.725 74 mm,較額定工況時降低了7.8%。G1/G0<0.1時,最大等效應力超出強度極限,不滿足強度要求。隨著流量的減小,葉片固有頻率均能避開激振力頻率,葉片不會發(fā)生共振。綜合考慮應力、應變、頻率、振型等強度因素,低壓缸最小流量不得低于額定流量的10%。 

【文章來源】：機械工程學報. 2020,56(16)北大核心EICSCD

【文章頁數(shù)】：11 頁

【部分圖文】：

物理模型和網(wǎng)格示意圖表1末級葉片基本參數(shù)

機械工程學報第56卷第16期期100()div()divgrad+kTpTCTTStCρρ+=u(3)()div()=div(grad)uuuuStxρρρμ++u(4)()div()div(grad)vvvvStyρρρμ+=+u(5)()div()div(grad)wwwwStzρρρμ+=+u(6)式中，ρ為流體密度，kg/m3；t為時間，s；u為速度矢量；Ck為流體的傳熱系數(shù)，W/(m2·℃)；Cp為流體的比定壓熱容，J/(kg·℃)；ST為黏性耗散產生的能源項；μ為動力黏度，N·s/m2；u、v和w分別為速度矢量u在x、y和z方向的分量；Su、Sy和Sw為動量守恒方程的廣義源項。湍流的湍動能和比耗散率方程如式(7)、(8)所示()()iikkkkijkkutxkGYSxxρρΓ+=++(7)()()iiijutxGYDSxxωωωωωρωρωωΓ+=+++(8)式中，Γk為流體湍動能有效擴散項；Γω為ω對應的有效擴散項；Gk為速度梯度引起的湍動能產生項；Gω為ω方程的湍動能產生項；Yk為湍動能發(fā)散項；Yω為ω對應發(fā)散項；Dω為流動的正交發(fā)散項；Sω為用戶自定義項。圖1單向流固耦合過程圖1.2模態(tài)分析對于高速旋轉的汽輪機葉片在實際工作中，除了受到各種應力作用的影響引起變形外，顫振也會引起破壞，僅憑不同負荷下應力和應變的分布情況不足以反映葉片安全情況。當激振力頻率與固有頻率重合或者接近的情況下葉片發(fā)生共振，導致葉片出現(xiàn)裂紋甚至斷裂。因此，除了對葉片應力、應變強度

機械工程學報第56卷第16期期102圖3額定背壓、不同流量工況下的三維流線圖3.2葉片應力分析圖4是額定背壓、不同流量工況下末級動葉片等效應力圖。如圖4a所示，在額定工況下，葉片最大等效應力為366MPa，位于葉片頂部出汽邊側，最小等效應力為0.08254MPa，位于葉片進汽邊側。這主要是因為沿葉高方向葉頂處厚度最薄，沿汽流流動方向出汽邊側最薄弱，因此，其應力值在整個葉片中最高。隨著流量的減小，最大等效應力位置逐漸向葉頂進汽邊側移動。當G1/G0=0.3時，最大等效應力為231MPa，較額定工況下的最大等效應力降低了40.2%，最小等效應力為5.5659MPa，比額定工況下的最小等效應力增加了64倍。在該階段，葉片壓力脈動引起的彎應力占主導作用，雖然流場惡化使得整體的應力水平增加，但是流量減小，作用在葉片上的載荷減小，所以最大等效應力明顯減校當G1/G0=0.15時，葉片最大等效應力為330.74MPa，較額定工況下的最大等效應力降低了9.63%。當G1/G0=0.1時，葉片最大等效應力為451.52MPa，較額定工況下的最大等效應力增加了18.94%。這主要是由于G1/G0<0.3工況以后，流場嚴重惡化，開始進入鼓風狀態(tài)，葉片耗功散熱，葉片表面溫度升高，使得葉片熱應力急劇增加，此時，葉片的最大等效應力增加。當G1/G0=0.08時，葉片完全處于鼓風狀態(tài)，葉片熱應力進一步增大，最大等效應力為521.64MPa。流量減小到切缸工況(G1/G0=0.02)最大等效應力急劇增加到861.91MPa，嚴重威脅葉片的安全穩(wěn)定運行。圖5為某300MW汽輪機末級動葉片的應力分布試驗結果與數(shù)值計

【參考文獻】：
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本文編號：3340459