Содержание к диссертации
Введение
1. Условия эксплуатации и повреждения дисков паровых турбин 9
1.1. Силовые факторы нагружения насадных дисков в составе ротора при эксплуатации 9
1.2. Критические зоны накопления и развития эксплуатационных повреждений в насадных дисках 14
1.3. Традиционные методы регламентных работ» и ремонтных технологий 17
1.4. Методы прогнозирования остаточного ресурса дисков турбит (имитационное моделирование) 21
2. Разработка методики прогнозирования остаточной долговечности дисков паровых турбин на стадии развития повреждений 42
2.1. Общий алгоритм прогнозирования остаточной долговечности на стадии роста трещин 42
2.2. Разработка метода подконструкций для моделирования повреждений шпоночного паза и обоснование топологии расчетной схемы МКЭ для трещины четвертьэллиптической формы в плане 45
2.3. Модель напряженно-деформированного состояния и коэффициенты интенсивности напряжений для уголковой трещины в диске 59
2.4. Разработка модели прогнозирования роста трещины и остаточной долговечности .' 64
3. Параметры общего и лоісального напряженно- деформированного состояния насадного диска паровой турбины в исходном и поврежденном состояниях 69
3.1. Расчет контурной нагрузки в вильчатом замковом соединении лопатки с диском и контактного давления при посадке диска на вал турбины 69
3.2. Расчет упруго-пластических полей напряжений и деформаций в диске турбины для эксплуатационных условий нагружения 80
3.3. Полярные распределения упруго-пластических напряжений для шпоночного паза с уголковой трещиной и кинетика зон пластической деформации вдоль фронта трещины 97
4. Прогнозирование остаточной долговечности диска турбины с эксплуатационным повреждением 126
4.1. Расчет упруго-пластических коэффициентов интенсивности напряжений в шпоночном пазу для различной геометрии уголковой трещины 126
4.2. Прогнозирование остаточной долговечности диска паровой турбины на стадии развития повреждений 133
4.3. Рекомендации по вариантам ремонтных технологий продольного шпоночного паза 137
Выводы 141
- Критические зоны накопления и развития эксплуатационных повреждений в насадных дисках
- Разработка метода подконструкций для моделирования повреждений шпоночного паза и обоснование топологии расчетной схемы МКЭ для трещины четвертьэллиптической формы в плане
- Расчет упруго-пластических полей напряжений и деформаций в диске турбины для эксплуатационных условий нагружения
- Прогнозирование остаточной долговечности диска паровой турбины на стадии развития повреждений
Введение к работе
При оценке гарантированной продолжительности надежной работы турбинного оборудования применяется понятие паркового ресурса* -наработки однотипных по конструкции, маркам стали и условиям эксплуатации элементов теплоэнергетического оборудования, которая обеспечивает их безаварийную работу при соблюдении требований инструкции, по эксплуатации. Парковый ресурс для роторов паровых турбин составляет 100 тыс. часов.
В настоящее время-значительная часть роторов паровых турбин близка к исчерпанию паркового ресурса либо полностью его! выработала и эксплуатируется на' основании индивидуальных решений по фактическому техническому состоянию.
Критические с точки зрения несущей способностей ресурса*элементы* конструкций, как правило, содержат технологические и конструктивные концентраторы напряжений, что не позволяет исключить пре эксплуатационных условиях нагружения возникновения в них локальных пластических деформаций. Более того, именно в этих областях с течением времени накапливаются повреждения, приводящие к образованию и развитию микро- и макротрещин.
К таким элементам энергетического оборудования можно отнести насадные диски паровых турбин, которые по своему назначению и условиям эксплуатации являются наиболее напряженными и ответственными деталями ротора турбины.
В этой связи в настоящей работе поставлена цель разработки методики определения напряженно-деформированного состояния и прогнозирования на его основе остаточного ресурса насадных дисков ротора паровой* турбины с учетом образования' и развития повреждений в зонах конструктивной концентрации напряжений. На основе анализа распределений параметров НДС в области вершины трещины,
предполагается разработать модель прогнозирования скорости роста трещин
и долговечности, основанную'на совместном* учете влияния формы трещины,
и условий нагружения. Моделирование работы исследуемой* конструкции
будет проводиться- с помощью инженерного МКЭ комплекса ANSYS.
Особенности сложного напряженного состояния накладывают
дополнительные требования, связанные с моделированием
упругопластической ситуации в области вершины трещины. Цель исследования определяет следующие задачи:
- обосновать модель напряженно-деформированного состояния
продольного шпоночного паза с угловой' несквозной трещиной с учетом
посадки диска на вал турбины;
разработать порядок исследования w интерпретации, количественных и качественных характеристик упруго-пластического состояния области* вершины четвертьэллиптической^ трещины в-« зонах конструктивной* концентрации напряжений насадного диска паровой'турбины;
определить закономерности изменения параметров НДС вдоль фронта» трещины в зависимости от формы дефекта и эксплуатационных условий нагружения диска;
рассчитать силовые и деформационные параметры разрушения для типовых повреждений шпоночного паза и условий нагружения диска в эксплуатации;
разработать и обосновать модель прогнозирования роста трещин и остаточной долговечности насадного диска паровой турбины.
Научная новизна работы состоит в:
разработке и численном обосновании топологии расчетной схемы МКЭ для трещины четвертьэллиптической формы» в плане применительно к моделированию повреждений шпоночного паза;
количественной оценке влияния условий нагружения- и формы дефекта на поля НДС в области вершины трещины при упруго-пластическом деформировании;
- закономерностях изменения вдоль фронта трещины полей параметров
НДС в зависимости от условий нагружения и формы дефекта;
разработке алгоритма и комплекса программ исследования количественных и качественных характеристик упруго-пластического состояния области вершины четвертьэллиптической* трещины;
- установлении влияния, условий нагружения и формы трещины на
остаточную долговечность насадного диска паровой турбины.
На защиту выносятся:
методика прогнозирования остаточной долговечности насадного диска паровой турбины, с учетом образования' и* развития повреждений- в зонах конструктивной концентрации напряжений;
модель» напряженно-деформированного состояния- продольного шпоночного паза при' наличии* повреждений в виде- уголковой несквозной трещины с учетом посадки диска на-вал турбины;
алгоритм^интерпретациичисленныхрезультатов.МКЭ в пластической/ области фронта трещины на эллиптической плоскости;
модель прогнозирования роста трещин и остаточной долговечности, насадного диска паровой турбины;
результаты расчетов долговечности насадного диска паровой турбины, в исходном и поврежденном состояниях;
обоснование вариантов ремонтной технологии диска в зоне конструктивной концентрации напряжений.
Практическая значимость настоящей работы заключается в возможности определения остаточного ресурса насадных дисков паровых турбин на стадии образования и роста трещин в зонах конструктивной концентрации^ напряжений, а также в оценке малоцикловой усталости насадных дисков после применения ремонтных технологий. Результаты выполненного исследования позволяют назначать интервалы регламентных ремонтных работ в зависимости от накопленных эксплуатационных повреждений.
Достоверность результатов» подтверждается» совпадением, частных численных решений с литературными данными и с данными диагностики технического состояния дисков роторов, полученными в процессе проведения регламентных работ на тепловых электростанциях.
Работа выполнена в лаборатории «Вычислительной механики деформирования и разрушения» Исследовательского центра проблем энергетики Учреждения Российской академии наук Казанского» научного-центра РАН.
Результаты работы^ представлялись на:
аспирантских семинарах (Казань, Академэнерго — 2005-2009 гг.);
итоговых научных конференциях Казанского научного центра РАН (Казань, КазНЦ РАН - 2005 - 2009тг.);
Национальной* конференции по теплоэнергетике (Казань, Исследовательский'центр проблем энергетики КазНЦ РАН - 2006 г.);
- V и VT Школе-семинаре молодых учёных и специалистов^ академика
РАН В.Е. Алемасова «Проблемы тепломассообмена и гидродинамики в»
энергомашиностроении» (Казань, Исследовательский центр проблем
энергетики КазНЦ РАН - 2006, 2008гг.)
- XIX и XX Всероссийской межвузовской научно-технической
конференции «Электромеханические и внутрикамерные процессы в
энергетических установках, струйная акустика и диагностика, приборы и
методы контроля природной среды, веществ, материалов и изделий» (Казань,
КазВАКУ - 2007, 2008 гг.);
XV Международной конференции по вычислительной механике и современным прикладным программным системам (Алушта, 2007 г.);
Seventh International ASTM/ESIS Symposium on Fatigue and Fracture-Mechanics (36th ASTM^National1 Symposium on Fatigue and^Fracture Mechanics) (Tampa; Florida, USA, 2007);
Международной конференции молодых ученых «XXXIV Гагаринские чтения» (Москва, 2008 г.);
- Sixth International Conference on Low Cycle Fatigue (Berlin, Germany,
2008);
- Пятнадцатой Международной научно-технической конференции
студентов и аспирантов «Радиоэлектроника, электротехника и энергетика»
(Москва, 2009г.);
- Second International Conference on Material and Component Performance
under Variable Amplitude Loading (Darmstadt, Germany, 2009).
В полном объеме диссертация докладывалась в Исследовательском центре проблем энергетики КазНЦ РАН, Институте машиноведения РАН им. А.А. Благонравова, в ГОУ ВПО «Саратовский государственный технический университет».
Критические зоны накопления и развития эксплуатационных повреждений в насадных дисках
Разрушение дисков является одной, из наиболее тяжелых аварий; поскольку оно не только влечет за собой полное разрушение турбины, но т наносит серьезныйурон соседнему оборудованию. К разрушению дисков практически всегда приводит разгон машины . при отказе систем регулирования и защиты. Это связано с тем, что диски являются очень напряженными деталями, причем их напряженность пропорциональна квадрату частоты вращения. К разрушению диска может привести некачественный металл, из которого он изготовлен, или неправильная его обработка. Следует подчеркнуть, что изготовление качественных поковок дисков в соответствии с теми высокими требованиями, которые к ним предъявляются, является сложной технологической задачей. В процессе изготовления диски-проходят тщательный технологический контроль, а изготовленный ротор в специальной вакуумной камере разгоняется до рабочей частоты вращения при балансировке. Поэтому разрушение дисков - авария крайне редкая [59]. Основной причиной разрушения дисков в, условиях эксплуатации являются трещины, появляющиеся в результате малоцикловой усталости или коррозии. Последствия коррозии особенно тяжелы в тех случаях, когда она происходит в зоне высоких напряжений. Это явление называют коррозионное растрескивание под напряжением. Коррозия под напряжением ведет к появлению трещин, которые растут и; в конечном счете, приводят к полному разрушению диска. Анализ результатов обследований металла дисков и лопаточного аппарата показал, что коррозионные повреждения дисков и рабочих лопаток в процессе эксплуатации- происходят только1 на ступенях турбин, работающих в зоне фазового перехода, (зона влажного пара, от состояния: сухого насыщенного пара до влажности порядка 6%) [32] . Таких коррозионных повреждений, дисков и рабочих лопаток в процессе работы турбины в области перегретого пара не обнаружено. Повреждения? насадных дисков в зоне фазового перехода в. виде коррозионного растрескивания под напряжением различной интенсивности; выявлены, на, 68 турбинах на давление свежего пара 121,8-ИУ 8,8 МПа без промежуточного перегрева пара.
На турбинах с промперегревом отмечено только два случая локального растрескивания дисков предпоследней 4-й ступени у двух турбин К-3 00-240 НПО Турбоатом в зоне елочных креплений лопаток, на которых одновременно была зафиксирована и интенсивная язвенная коррозия рабочих лопаток 3-й и 4-й ступеней части низкого давления. Диски были заменены (1983 и 1984 гг.). Зарегистрирован один случай разрушения диска - обрыв части обода диска 3-й ступени ЦНД турбины К-100-90 ПОТ ЛМЗ на Прибалтийской ГРЭС (наработка около;200 тыс. ч). Анализ повреждаемости дисков 145 обследованных турбин Т-100-130 ПО ТМЗ в. зоне фазового перехода за 1983-1990 гг. указывает на. экспоненциальную зависимость повреждаемости от продолжительности эксплуатации-турбин: Отмечен случай повреждения- диска после наработки около; 20 тыс. ч., при этом повреждаемость дисков из-за коррозии при наработке турбин свыше 115 тыс.ч. возрастает в два раза. У поврежденных: турбин Т-100-130 ПО ТМЗ1 коррозионному растрескиванию подвергаются насадные диски 18-й — 23-й: ступеней:: 19-я ступень - 20%, 20-я ступень - 40%, 21-я ступень.- 70%, 22-я ступень — 85% и 23-я? ступень - 80%, т.е. наиболее повреждаемыми; являются 21 — 23-и; ступени;У дисковг18-й ступени повреждения носят единичный характер. Как; показывает опыт эксплуатации, трещины коррозии под напряжением.могут появиться вtлюбом месте диска. Однако чаще всего они? появляются в зонаж концентрации напряжений и особенно там где; существуют условия для; образования; и сохранения, достаточно длительное время концентрированных растворов, например из-заихвыпаривания: Наиболее; распространенными местами? коррозионного /растрескивания . обследованных дисков являются зоны: продольного? шпоночного паза; (85% поврежденных турбин), разгрузочных, отверстий (80%. поврежденных турбин), заклепочных соединений (30% поврежденных турбин); ступичной-части- и полотна диска (10% поврежденных турбин).. На отдельных турбинах обнаруживали повреждения одновременно нескольких дисков и на одном диске несколько зон повреждений. Практика эксплуатации паровой турбины Т-100-130 на. Набережночелнинской ТЭЦ показала, что в насадных дисках ротора ЦНД в области крепежных отверстий вильчатого замкового соединения и углах шпоночного паза образуются трещины четвертьэллиптической и четвертькруговой формы в плане. На рис. 1.2 представлены некоторые из ЭТИХ Повреждений: Эксплуатация турбинных дисков с трещинами недопустима. Однако для оценки периодичности осмотра предполагается, что сразу же после ввода в эксплуатацию проконтролированных дисков в них образуются трещины, которые начинают расти до критического размера, после чего возможно хрупкое разрушение диска.
Опыт эксплуатации показал, что критическая глубина трещины, развивающейся от продольного шпоночного паза, при консервативной оценке составляет 35-40 мм. Время, необходимое для подрастания трещины до критического размера составляет не менее 50 тыс. часов (при отсутствии грубых нарушений в режимах эксплуатации турбины). Это время (50 тыс. ч.) определяет периодичность контроля дисков неразрушающими методами. Согласно [32] при обнаружении трещин на- дисках паровых турбин ТЭЦ следует запросить у завода-изготовителя- турбины сертификатные данные о прочности материала поврежденного диска. В случае, если предел текучести материала больше 830 МПа (85 кг с/мм2) или меньше 620 МПа, диски не подлежат ремонту и выводятся из эксплуатации. Контролю» в объеме 100% подвергаются обод, гребень, полотно с разгрузочными отверстиями, ступичная часть, шпоночный паз. Если с диска снимаются рабочие лопатки, дефектоскопии подвергаются внутренние поверхности гребня диска и хвостовики рабочих лопаток. К ремонту допускаются поврежденные диски при соблюдении, следующих условий: - глубина трещин в разгрузочных отверстиях не превышает 7 мм, еслиг трещины расположены на одной, стороне1 отверстия и могут быть удалены эксцентричной расточкой разгрузочного отверстия до диаметра не более 65 мм; - глубина трещин на поверхности шпоночного паза не превышает 10 мм; - глубина трещин на полотне и ступице не превышает 8 мм. Ремонт выполняется в следующем порядке. Трещины в разгрузочных отверстиях удаляются эксцентричной расточкой диаметром не более 65 мм (рис. 1.3). Разрешается местная выборка трещин радиусом не менее 15 мм с последующим выполнением плавных переходов от выборки к поверхности отверстия. При этом не допускается вогнутость образующей выборки относительно поверхности разгрузочного-отверстия во избежание появления «карманов». Трещины, на полотне диска и на ступице выбираются радиусом не менее 10 мм с последующим выполнением плавных переходов от выборки к основной поверхности. Трещины на поверхности шпоночного паза выбираются радиусом не менее 5 мм с выполнением плавных переходов от выборки к основной поверхности (рис. 1.4).
Разработка метода подконструкций для моделирования повреждений шпоночного паза и обоснование топологии расчетной схемы МКЭ для трещины четвертьэллиптической формы в плане
Оценка развития трещин является актуальной задачей для энергетики. Трещина критического размера может вызвать разрушение конструкции даже при действующих напряжениях ниже предела текучести. Состояние тела/конструкции с трещиной может быть изучено при помощи методов механики разрушения путем определения коэффициентов интенсивности напряжений на ее фронте. Расчет коэффициентов интенсивности напряжений приведен для некоторых идеализированных геометрий, конструкций и форм расположения трещин в руководствах по проектированию и иной литературе [3-5; 7-9; 24; 25; 39; 49; 52; 58; 65; 67; 68; 87; 96; 114; 116; 123; 129-131; 138; 141]. Однако для вычисления точного значения коэффициентов интенсивности напряжений необходимо моделировать фактическое расположение трещины и ее ориентацию в сложной модели. Построение геометрической- модели обычно один из самых трудоемких этапов в решении. Проведенный анализ литературы [86; 88; 91; 101; 107; 145] показал, что точность результатов существенно зависит от размеров конечных элементов, особенно в областях сингулярности напряжений. Это предполагает, что в области фронта трещины сетка конечных элементов должна быть более подробной, чем в других областях исследуемого тела, а размеры элементов значительно меньше геометрических размеров трещины. Кроме того, конечные элементы должны быть расположены таким образом, чтобы можно было определить закономерности изменения компонент напряжений и деформаций в области трещины. Данные требования, предъявляемые к построению модели, существенно увеличивают размерность задачи, и соответственно, требования- к возможностям вычислительной техники. В этом случае возможны два варианта действий: повторный анализ полной модели с более мелкой сеткой или проведение независимого расчета с более мелкой сеткой, но только для области представляющей интерес. Очевидно, что первый вариант является более трудоемким и дорогостоящим (с учетом размерности полной модели). Второй вариант - это так называемый метод подконструкций, который и использовался в настоящей работе.
Суть метода заключается в том, на первом этапе проводится расчет по грубой модели. Затем из нее выделяется интересующая область (подконструкция), в ней генерируется более мелкая сетка, а по границам полученной области задаются перемещения, полученные из расчета по грубой модели. Таким образом, смещения, полученные на границе между грубой моделью и подконструкцией, задаются в качестве граничных условий для подконструкций. Подразумевается, что эффекты концентрации напряжений локализованы около концентраторов. Поэтому для получения корректных результатов необходимо точное определение границ подконструкций (рис. 2.2). Для корректного применения используемого метода необходимо убедиться в том, что граница/модели выбрана на достаточном расстоянии от концентраторов напряжений и ее местоположение не искажает исходного распределения НДС. С целью контроля выполнения данного условия было проведено сравнение эпюр распределений компонент напряжений по контрольным линиям, показанным на рис.2.2 для полной модели и подконструкции. Эти распределения приведены на рис.2.3. Графики практически» совпадают, следовательно, границы области для модели выбраны корректно. Следующим этапом работы является моделирование реального расположения трещины и ее ориентации в осевом шпоночном пазе с использованием технологий метода подконструкции. Объектом настоящего исследования является диск паровой турбины, ослабленный в общем случае внутренней четвертьэллиптической трещиной в области осевого шпоночного паза (рис. 2.4.). Для проведения расчетов по МКЭ необходимо обосновать принципы формирования расчетных схем объекта исследования и обосновать сходимость результатов. В связи с тем, что диск паровой турбины является элементом конструкции сложной геометрии;, и непосредственный поиск устойчивого решения расчетной схемы осевого шпоночного паза с дефектом связан с большими затратами времени на построение расчетных схем и проведение упруго-пластических расчетов, целесообразно провести эти действия на конкретной модели наиболее близко совпадающей по типу и геометрии несквозного поверхностного дефекта с объектом исследования. Ступицу диска можно рассматривать как цилиндрическое тело с внутренним дефектом. Цилиндр позволяет воспроизвести различные варианты двухосности нагружения, имеющие место в ступице диска турбины (глава 3, параграф 3.2). Поэтому обоснование сходимости результатов расчетной схемы приведем на примере полого цилиндра с внутренним полуэллиптическим дефектом, находящегося под действием внутреннего давления и осевой силы, т.е. в условиях двухосного нагружения [75; 76; 81; 146]. Рассмотрим полый цилиндр со следующими параметрами: половина длины /=0.1м; ширина /=0.015м; внешний диаметр і?0=0.045м; внутренний диаметр Я=0.030м (рис.2.5). Цилиндр содержит полуэллиптическую поверхностную трещину со следующими размерами: глубина трещины а=0.0045м; полудлина трещины с=0.009м.
Трещина расположена таким образом, что на внутренней поверхности цилиндра, т.е. при ф=0 (рис.2.5), реализуется плоское напряженное состояние (ПНС), а при ф«90 - плоская деформация (ПД). В работе использован конечно-элементный комплекс ANSYS [85]. Согласно методологии МКЭ сформирована общая трехмерная расчетная схема, содержащая две топологически различные области. Первая из них относится к гладкой части цилиндра. Вторая область воспроизводит полуэллиптическую несквозную трещину на внутренней поверхности цилиндра. Для обоснования топологии расчетной схемы проведен анализ литературы, относящийся к моделированию поверхностных трещин различной геометрии [98-100; 108; 109; 117; 124; 136; 137; 142; 144; 148-150]. Эти литературные данные по основным характеристикам геометрии тел (размеры конечных элементов в области вершины трещины и гладкой части цилиндра, вид сетки КЭ) с полуэллиптическими трещинами были приняты во внимание при разработке КЭ-модели. Следует отметить, что непосредственное использование литературных данных путем перенесения на формируемую расчетную схему не представляется возможным в ввиду отсутствия обобщающих рекомендаций. При формировании расчетной схемы использовались 20-ти узловые квадратичные элементы. Перемещения радиальных сечений трубы, соответствующие плоскостям XOY, YOZ и XOZ были ограничены по нормали. При таком приложении граничных условий выполняются условия циклической симметрии, позволяющие перейти от полноразмерной модели к ее части в виде четверти цилиндра. Топология расчетной схемы представлена на рис.2.6.
Расчет упруго-пластических полей напряжений и деформаций в диске турбины для эксплуатационных условий нагружения
Формирование расчетных схем дисков.паровых турбин в программном комплексе ANSYS [1; 17; 85] — это процесс от геометрического построения модели до приложения всех необходимых граничных условий, включающих в себя наложение ограничений на перемещения и собственно приложение самих нагрузок. Объемная модель насадного диска 22 ступени паровой турбины Т-100-130 была полностью воспроизведена по чертежам завода-изготовителя. При формировании расчетной схемы использовались 20-ти узловые объемные квадратичные элементы SOLID 95. Перемещения радиальных сечений диска, соответствующие плоскостям YOZ и XOZ были ограничены по нормали. При таком приложении граничных условий выполняются условия циклической симметрии, позволяющие перейти от полноразмерной модели к ее части в виде четверти диска. Ступичная часть диска! была ограничена в перемещениях вдоль оси вращения. Объемная модель, расчетная схема рассматриваемого в настоящей работе диска и фрагменты сетки конечных элементов представлены на рис. 3.5. Для-воспроизведения всех сил, действующих на диск, был проведен ряд расчетов по методике Г. С. Жирицкого [11] (параграф 3.1), из которых определена контурная нагрузка на обод диска при номинальной частоте вращения ротора, значения контактного давления на расточку диска, вызванного посадкой диска на вал с натягом. Действие контурной нагрузки от центробежной силы, вызываемой лопатками, моделировалось приложением распределенных сил к узлам соответствующих поверхностей заклепочных отверстий обода диска как показано на рис. 2.6. Контурная нагрузка прикладывалась ко всем 37 отверстиям трех проушин вильчатого соединения. Натяг при посадке диска на вал моделировался приложением контактного давления в 50 МПа на внутреннюю поверхность ступицы диска (рис. 3.6). На рис.3.8 представлена схема деформированного состояния рассматриваемого диска. Она показывает то, что условия циклической симметрии заданы корректно — боковые грани сектора перемещаются только в радиальном направлении. Результатом упругого расчета является определение основных высоконагруженных зон диска. На рис. 3.9 представлено общее напряженно-деформированное состояние диска.
Как следует из результатов выполненных расчетов, к ним относятся заклепочные отверстия обода диска (рис. 3.10а) и радиусные сопряжения продольного шпоночного паза (рис. 3.106). Уровень максимальной интенсивности напряжений в данных зонах составляет 467 и 918 МПа, соответственно. Так как максимальные напряжения локализованы в зоне радиусных сопряжений продольного шпоночного паза и их значения превышают предел текучести конструкционного материала, целесообразно провести расчет в упруго-пластической постановке для определения уровня напряжений в зоне концентрации с учетом нелинейного характера поведения конструкционного материала. Принято также в качестве первого приближения равномерное распределение температуры по сечению диска. Центробежная нагрузка, как это принято в;методе конечных элементов, прикладывалась в центре тяжести каждого конечного элемента. В? рамках данного параграфа приведено сравнение следующих способов определения напряжений в заклепочных отверстиях обода диска с вильчатым замковым соединением: — расчет максимальных растягивающих напряжений по методике Жирицкого [Ш]-(уравнения ЗЛО, 3.12); -расчет по МКЭ пришриложении контурной нагрузки; на внутреннюю цилиндрическую поверхность заклепочного І отверстия (параграф 3.1); - расчет по МКЭ при; моделировании контактной задачи 71]? (рассматривается; контакт, ободаг диска; заклепки: и хвостовика лопаткш (рис.ЗЛ2)) Результаты расчетов; приведены в таблице 3.V, где представлены, значениям максимальной? растягивающей! компоненты напряжений для; верхнего; и; нижнего % ряда заклепочных отверстий. Следует отметить,, что? расчеты» по методике [1Л] (параграф ЗЩ позволяют определить, контурную нагрузку в вильчатом: типе: замкового соединенияj лишь на радиусе расположения: верхнего и. нижнего ряда крепежных отверстий без учета? концентрации? напряжений в отверстиях. Конструктивно вильчатое замковое соединение хвостовика лопатки с диском в ободной части представляет собой три проушины, сопряженные с полотном; диска. Каждая проушина имеет форму пластины с отверстием под заклепку и находится под действием? растягивающих напряжений, обусловленных центробежной силой и контурной нагрузкой.
В связи; с этим; целесообразно использовать коэффициент концентрации, 0 .=2.2 для пластины с круговым отверстием пршодноосном растяжении в случае, когда r/cz=033, где =0:0055м - радиус отверстия; С2=0ЮГ65м - расстояние от края? пластины» до радиуса расположения ютверстия [37; 48]. При моделировании контактной задачи соединения лопатки с диском на НДС в области- крепежных отверстий влияют изгибные напряжения лопатки и самой заклепки, чем и объясняется увеличение уровня напряжений на 20% по сравнению с моделированием контактного давления на внутренней поверхности отверстия. В целом, результаты численных расчетов-хорошо согласуются между собой, что говорит о корректности используемого метода приложения контурной нагрузки. Инженерный расчет по методике Жирицкого дал завышенные результаты, по сравнению с численными расчетами, что в практике расчетов принято относить в запас прочности конструкции. Рассмотрим напряженно-деформированное состояние диска, паровой турбины в радиусном сопряжении продольного шпоночного паза при приложении контактного давления к внутренней поверхности ступицы. В параграфе 3.1 настоящей, работы определено, что на внутренней поверхности1 ступицы при посадке диска» на вал с натягом возникает контактное давление в 50МПа. Как следует из результатов, расчетов, приложение контактного давления увеличивает общее НДС диска на 13%. На рис. 3.13 представлены поля интенсивности напряжений в области шпоночного паза при отсутствии (рис. 3.13а) и наличии контактного давления (рис. 3.136).
Прогнозирование остаточной долговечности диска паровой турбины на стадии развития повреждений
На свободных поверхностях паза (ф=0, 90) влияние геометрии дефекта не значительно на всех рассматриваемых расстояниях от вершины трещины (рис. 3.34). Таким образом, можно выделить инвариантность угловых распределений напряжений на свободных поверхностях по отношению к форме дефекта. Влияние формы дефекта существенно в теле диска (ф=5, 45). При удалении от вершины трещины на 0.16 мм видно, что максимальные напряжения реализуются для трещин с большей площадью проникновения (а/с=0.5, а=10 мм). Следует обратить внимание на то, что распределения для-трещин различной геометрии, но одинаковой длины совпадают, следовательно, можно сделать вывод о том, что наибольшее влияние на распределение НДС в диске оказывает длина дефекта, а не его глубина. Такая тенденция сохраняется и на расстоянии 0.4 мм от вершины трещины (рис. 3.31) и сопровождается лишь не значительным снижением уровня-напряжений. При соотношении полуосей трещины а/с=1.0 рост напряжений не столь интенсивен, что можно объяснить более равномерным распределением напряжений для полукруговой трещины. На расстоянии 1.0мм от вершины трещины влияние геометрии дефекта сохраняется в приповерхностной зоне (ф=5). Таким образом, наибольшее влияние геометрии дефекта наблюдается во фронте трещины. Далее на рис. 3.36-3.38 представлены распределения окружной компоненты напряжений по фронту трещин различной геометрии в зависимости от условий нагружения диска в эксплуатации. Рассматривается влияние контактного давления на ступицу диска на распределение напряжений в области вершины трещины. На внутренней свободной поверхности шпоночного паза-реализуется плоское напряженное состояние, которое характеризуется, одинаковым уровнем напряжений для всех рассматриваемых расстояний от вершины трещины и геометрий дефекта. Это связано с развитой1 пластической областью во фронте трещины, т.е. стеснение пластических деформаций оказывается не значительным. Приложение контактного давления приводит к образованию максимума при 0=0 (рис. 3.36). На внутренней поверхности паза контактное давление и глубина трещины не влияют на распределение напряжений.
При ф=45 определяющей является плоская деформация, и разрушение может состояться в плоскости; где действуют максимальные окружные напряжения и в силу эффектов стеснения малые зоны пластических деформаций. На расстоянии от вершины трещины 0.16мм реализуются максимальные значения компонент напряжений. Уровень напряжений значительно снижается: по мере удаления от фронта трещины на расстояние 1.0мм. Влияние контактного давления и глубины трещины существенно при ф=45 для всех геометрий дефекта и проявляется для трещин с наибольшей» площадью проникновения (рис. 3.37). Плоское напряженное состояние на торцевой1 поверхности ступицы, в отличие от внутренней поверхности паза, характеризуется меньшей пластической зоной. Влияние натяга проявляется на расстоянии 0.4мм незначительным увеличением уровня напряжений (рис. 3.38). Таким образом, анализ угловых и радиальных распределений компонент напряжений, возникающих в области вершины трещины в условиях упруго-пластического напряженно-деформированного состояния [77; 78; 82], показал, что: - имеет место инвариантность угловых распределений напряжений на- свободных поверхностях по отношению к форме дефекта и условиям нагружения; - наибольшее влияние геометрии дефекта и условий нагружения наблюдается во фронте трещины при 9=0; - максимум напряжений реализуется по фронту трещины при ф=5-45; - наибольшее влияние на распределение НДС в диске оказывает длина дефекта, а не его глубина. Модели прогнозирования скорости роста трещин и долговечности при циклическом нагружении основаны на учете пластических свойств материалов в области вершины трещины (глава Г, параграф 1.4). В качестве деформационных характеристик материала в этих моделях выступают предельные статические или циклические деформации sf и размер пластической зоны Гр в; области вершины трещины, [18-20]. Проведенные численные расчеты насадного диска паровой турбины с внутренней поверхностной трещиной в осевом шпоночном пазе позволяют определить зоны пластических деформаций, возникающие в области уголковой трещины под воздействием эксплуатационных условий нагружения: Полученные результаты интерпретировались в» виде изополей распределений эквивалентных напряжений: Серым на последующих рисунках представлен собственно сам диск. Цветом показаны поля эквивалентных напряжений, в; соответствии с принимаемым абсолютным значением: Красным цветом выделены области максимальных напряжений: Синим цветом представлены минимальные напряжения, соответствующие пределу текучести 70=853 МПа. Под зоной пластичности .понимается? зона в области вершины трещины, в пределах которой интенсивность напряжений принимает значения больше предела текучести ас а0. На рис. 3.39, 3.40 представлены пластические зоны в различных сечениях по фронту трещины, возникающие у вершины трещины,, при отсутствии и наличии контактного давления на ступицу диска. Из рисунков; видно, что приложение контактного давления в большей степени влияет на внутреннюю поверхность шпоночного паза; В этом случае пластическая зона переходит в приповерхностную зону по всей толщине ступицы диска. На рис. 3.41, 3.42 представлены пластические зоны в , различных сечениях- по фронту трещин для условий нагружения диска в эксплуатации.
Необходимо отметить, что наибольших размеров пластическая: зона: достигает в области выхода трещины на внутреннюю поверхность шпоночного паза (ф=0), где реализуются условия плоского напряженного состояния, т.е. в области радиусных сопряжений шпоночного паза. При обходе вдоль фронта трещины от ф=0 до q =90 пластическая зона уменьшается и достигает минимальных размеров в точке наибольшего проникновения трещины, где реализуются условия близкие к плоской деформации (ф=45). Данный процесс объясняется эффектом стеснения — это явление перераспределения напряжений в пластической области вершины трещины [105; 139]. Установлено, что степень стеснения зависит от геометрии тела с трещиной, условий его нагружения и пластических свойств материала. Высокая степень стеснения опасна тем, что исходно пластичный материал может быть переведен в состояние близкое к хрупкому разрушению. Переход от плоского напряженного состояния к плоской деформации вдоль фронта трещины наблюдается в области близкой к внутренней поверхности шпоночного паза (0 ф 5), и реализуется как резкое изменение размера зоны пластических деформаций. На второй свободной поверхности ступицы диска (торцевой поверхности ступицы) также реализуется плоское напряженное состояние, но переход от трехмерного напряженного состояния к двумерному в данной области не сопровождается значительным увеличением пластической зоны. Результаты численного решения представлены в виде таблиц, в которых сведены размеры пластической области для различных сечений-вдоль фронта трещины (таблицы 3.3, 3.4). В таблицах Г0=о - расстояние от фронта трещины до границы пластической области на продолжении трещины (0=0), rmax - максимальный размер пластической области в рассматриваемом сечении. Из данных таблиц можно сделать вывод о том, что размеры пластической зоны у вершины трещины достигают наибольших размеров на внутренней поверхности шпоночного паза при приложении контактного давления на ступицу диска и переходят в зоны радиусных сопряжений паза
