叶片断裂原因分析及叶片强度与振动计算

叶片断裂原因分析及叶片强度与振动计算

1ghh公司的纺粘设备1987年，一家研究机构负责设计了第二台紧迫的弯曲装置，并于1989年12月开始生产。该装置的主风机组采用四机组型式,另有一台风量为800Nm3/min的备用主风机。四机组的配置情况为:烟气轮机、轴流风机、蒸汽透平、变速箱及电动/发电机,其中,轴流风机和中压蒸汽透平是GHH公司的产品。机组自1989年11月投入运行以来,轴流风机的第一级动叶片曾三次发生断裂损坏事故,最短使用周期不到两年。装置被迫停产,紧急启动备用风机后,由于原设计备用风机的风量较小,不能满足装置满负荷生产的要求,经济损失巨大。结合该公司二催化装置轴流风机的具体使用情况,对第三次断裂的叶片进行宏观形貌观察、理化检验、金相组织分析及扫描电镜分析,分析材料行为对叶片断裂的影响;采用有限元分析方法,对叶片的叶根及卡口两个极限位置进行强度振动计算,分析结构对叶片的影响程度,找出叶片断裂的原因,并采取相应措施,对叶片进行改造设计,以保证今后风机正常运行的需要。2原因分析2.1疲劳断口特征从宏观断口来看,断裂源区位于叶背且靠近气边。裂纹由叶背向叶盆、进气边和排气边扩展,断面疲劳弧线明显,呈海滩花样,具有明显的弯曲振动疲劳断口的低倍形貌特征,见图1所示。对断口位置进行扫描电镜分析,见图2、3所示。图2照片中箭头所指为疲劳源,该处为点源。在第一条明显的弧线内冶金缺陷特征明显,有夹渣,见图3所示。裂纹起始于断裂叶片背面的一弯最大应力区的夹渣处,说明该叶片的断裂与材料制造缺陷也有关。2.2金士评价断裂叶片的金相组织为回火索氏体+极少量铁素体,晶粒度6-5级,见图4所示。从金相检验中未发现明显的金相缺陷。2.3影响因素:主要影响因素从电子探针对腐蚀坑处的成份分析来看,疲劳源区存在腐蚀元素:K、S、Cl,但不是主要影响因素。此外,空气介质中含硫、氯等化合物,使风机运行一段时间后叶片防腐涂层被腐蚀脱落,腐蚀加剧后,造成叶片出气边近根部产生腐蚀坑,形成疲劳源。2.4叶片复合元音的有限振动分析2.4.1约束截面的确定机组运行时,叶片的参振质量介于叶根卡口固定和叶片型线底部固定两个极限位置之间。因此,对发生断裂事故的第一级动叶进行强度与振动计算时,应针对以上两种极限位置分别进行计算,即分别以叶片卡口和叶片根部型线作为约束截面加以计算。叶片实际的振动情况必然介于两种极限位置之间,这样整个叶片模型的受力状况及约束状况,与实际状况就基本相同。第一级叶片的有限元计算模型如图5所示。2.4.2振动的频率特征在以叶片卡口截面作为约束截面条件下,采用MSC\NASTRAN程序进行计算,叶片的振动频率如表1所示。从表中的计算结果可见,机组的一阶弯曲振动频率279.5Hz与第3阶低频激振力的频率285.15Hz的避开率只有1.9%;第一阶轴向振动频率885Hz与第9阶激振力频率855.45Hz的避开率为3.45%;第一阶扭转振动频率1050.2Hz与第11阶激振力频率1045.55Hz的避开率为0.445%;第二阶弯曲振动的自振频率2175.7Hz与高频激振力频率2186.15Hz基本一致。通常情况下,高于6阶以上的激振力共振可以不考虑。因此,在原设计情况下,按照卡口截面约束时,存在一阶弯曲振动频率与第3阶低频激振力的频率,及第二阶弯曲振动的自振频率与高频激振力频率共振的条件。当以叶片根部型线作为约束截面时,叶片的参振质量减少,刚性提高,叶片自振频率增加,计算得到的各阶自振频率如表2所示。从该表中的计算结果可见,机组的一阶弯曲振动频率293.6Hz与第3阶低频激振力的频率285.15Hz的避开率只有3%;第一阶轴向振动频率937.2Hz与第10阶激振力频率950.5Hz的避开率为1.399%;第一阶扭转振动频率1087.2Hz与第11阶激振力频率1045.55Hz的避开率为3.98%;第二阶弯曲振动的自振频率2300.8Hz与高频激振力频率(2186.15Hz)的避开率为5.3%。因此,在第二种边界条件下,叶片的共振避开率也有不合格,存在共振的条件。综上所述,原设计叶片的振动频率介于两种极限约束条件之间时,叶片的一阶弯曲振动频率与K=3的低频激振力出现共振,二阶弯曲振动频率与高频激振力存在共振。而对于激振力频率的阶次高于6的振动,可以不避开,不是叶片损坏的主要原因。2.5叶片主要应力应变由图6所示的第一级叶片背弧等效应力分布,以及图7所示的第一级叶片变形可看出:在离心力的作用下,叶片除产生沿叶高方向的拉伸变形外,还产生由叶背向叶盆的弯曲变形。这样在叶背部位产生的总应力为拉伸变形产生的拉应力与弯曲产生的拉应力之和;在叶盆部位产生的总应力为拉伸变形产生的拉应力与弯曲产生的压应力之和,而整个叶片的离心力由叶根来承担,所以整个叶片的最大应力在叶根的背弧处,为187MPa。一般情况下屈服极限安全系数取2.0～3.5,ηs=σs/σmax=600/187=3.21>2.0。当前对压气机、风机叶片的强度考核时,一般取强度极限安全系数ηB=4～6,ηB=σB/σmax=750/187=4.01>4。由以上分析可知,叶片在工作转速下的屈服安全系数、拉伸强度安全系数均满足叶片的静强度要求。综上所述,轴流压缩机第一级动叶片第三次断裂的原因是:(1)在运行过程中,因为叶片的一阶弯曲振动频率与K=3的低频激振力频率接近,二阶弯曲振动频率与高频激振力频率接近,所以当操作参数稍有变化,就会引起共振,使叶片受交变振动应力的作用,加上叶片根部应力集中,疲劳源处裂纹扩展,达到一定的程度叶片便发生断裂。(2)材料制造存在缺陷,造成了叶片出气边近根部处产生疲劳源。(3)叶片的叶型存在设计缺陷,使叶片抗不稳定工况、防共振能力较差。3改型不锈钢20-4p应尽可能地减小对风机原有特性的影响,以保证风机原有特性和调节特性没有大的变化。主要措施如下:(1)将原用的材料40Cr,改为综合性能较好的沉淀硬化不锈钢17-4PH;(2)改型设计时,采取扩大内切圆半径生成新叶型的方法,增加叶片根部厚度。这样既改变叶片的自振频率,提高叶片的共振避开率,又增强了动叶强度,防止叶片断裂。4u3000改进后叶片的性能分析(1)通过对改型设计前后轴流风机第一级动叶速度和气流角度沿半径的变化对比、改进前后流量-压比、流量-效率曲线的变化及受力对比,可以发现:叶片改型后,风机的性能和叶片受力变化不大,应符合