汽轮机传动薄片的寿命计算.pdf

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1、设备管理汽轮机传动薄片的寿命计算周新光张浩民（兰州石化职业技术学院甘肃兰州730060）摘要：通过分析汽轮机传动薄片的特性，利用有限元软件4.安装造成的轴向弯曲应力ANSYS8.0对金属薄片传动中圆环式薄片进行了应力分析计算，实际安装误差造成的轴向弯曲应力是沿轴线方向产生弯曲变形。假设固定轴向和径向位移，从而可计算出螺栓孔处在轴线进而应用局部应力—应变法计算薄片的疲劳寿命。并对薄片的上加载的位移。寿命影响因素进行了对比分析讨论，给设计制造转动装置提供了二、建立1/4薄片处的有限元模型依据。根据几何模型的简化，在大型软件ANSYS8.0中建立实体关键词：ANSYS

2、8.0；圆环式薄片；应力应变；疲劳寿命模型，并进行有限元网格划分SHELL67壳单元，生成有限元模汽轮机传动装置主要由主动和从动两端轴、中间节、法兰盘型。薄片在实际工况中，螺栓孔周围与连接轴头法兰相连得到固和关键部件组挠性圆环薄片组成，并用特制螺栓连接各部件成为定，所以可假定刚性域处理，孔内边缘小范围内的厚度适当加一体，普遍用于各传动连接两轴的装置，属于挠性连接。目前用大。根据简化的力学模型给出载荷和边界条件。软件AN-于汽轮机上的结构主要有辐轮式、多边式、和圆环式。因圆环式SYS8.0将自动生成有限元单元数506和结点数602，由图2得知制造简单、便于组装、成

3、本低和传递扭矩大，所以得到市场广泛使在螺栓孔附近应力梯度较大，单元小节点比较密。距离螺栓孔的用。实践证明，汽轮机上传动装置的金属薄片其失效主要是疲劳地方单元大节点较疏。破坏造成，而不是环境腐蚀。所以国内外学者做了大量研究工作，重点放在薄片应力和疲劳寿命分析。用现代设计方法有限元优化[1~4]和传统的材料力学方法[5~7]计算金属薄片的应力和寿命。本文利用有限元ANSYS8.0软件计算了薄片中惯性应力、薄膜应力、角向弯曲应力和轴向弯曲应力四种。并用局部应力—应变法估算了金属薄片的疲劳寿命。给大型重载汽轮机传动装置的设计、制造提供了更合理更全面的疲劳寿命数据，在工作

4、运行中具有实际意义。一、建立力学几何模型对铆于一体的圆环金属薄片组件（28片），取出其中一片为对象，结构尺寸：圆环外径287mm，薄片厚度0.4mm。将其中一片再分割成1/4薄片为研究对象进行应力分析，如图1所示，对1/4薄片进行固定约束其边缘截面，对螺栓孔处根据不同工况给定工作参数（即轴向位移和固定径向位移）。薄片边缘里外假定自由，小孔边缘加固处理，采用刚性域。图2.中间孔周围模型视图三、金属薄片的疲劳寿命计算1.结构尺寸和工作参数（1）一组薄片数量28片，单片厚度0.4mm（2）最大薄片圆环外径300mm，内径200mm（3）螺栓孔数8，孔径22mm（4）转

5、速n=2960r.p.m，功率P=400kW（5）安装误差要求：偏转角[α]=2°轴向位移[X]=2.8（6）材料外不锈钢片1Cr18Ni9Ti材料密度ρ=7.9T/m3，杨氏模量E=198GPa，泊松比ν=0.32.图形分析及应力结果计算通过软件ANSYS8.0计算惯性应力、薄膜应力、角向弯曲应力和轴向弯曲应力，可得到各节点的应力分布图和应力数值。从图3、图4可以看出，在螺栓孔内周边中部处有应力危险峰值，危根据薄片工作工况分析应力有四种：险点的应力值如下表所示。1.惯性力造成的离心应力危险点的应力值（Mpa）汽轮机在高速运转中，惯性力造成的离心力在结构的应力计

6、应力算中极其重要。惯性力可按：工况σxσyτxyσ1σeqf=(2πn/60)2rρ计算，固定螺栓孔的周向位移、轴向位移和经向位移。方向沿圆环径向向外，边缘假定无其他外力作用。2.扭曲造成的薄膜应力转矩1.74981.4467-0.79052.40312.1207将扭曲造成的力矩T，即产生的力在四个间隙孔上平均分布P=Tr/4，固定轴向和径向位移。该力P作用于螺栓孔边缘中间一侧的中部。离心惯性1.4134-0.46543.18573.79535.77223.安装造成的角向弯曲应力实际的安装误差（即角向偏差）至关重要，在高速运转中，薄片沿轴线周期性发生弯曲变形，并

7、且是造成疲劳破坏的主要因轴向偏差106.7157.62433.307123.54109.03素。假设固定轴向和径向位移，可根据角向偏差计算螺栓孔在轴线上的位移。1862014年3月设备管理计算过程中材料疲劳性能参数可取：角向偏差29.89823.04912.92839.84735.177疲劳延性指数c=-0.639疲劳强度指数b=-0.064疲劳强度系数σ/=918MPa疲劳延性系数ε/=0.460ff应变硬化指数n′=0.153循环强度系数K′=1447MPa从不同角度考虑平均应力的变化和应力幅，可计算N′即将惯性平均应力和应力幅作为考虑对象σ=3.8Mpaσ

8、=40Mpa，代入公式得