王 俊，原 帥2，徐應軍3，賈凱利2，黃祥君，劉思偉2，陳明亞，余偉煒，唐敏錦，賈文清

(1.蘇州熱工研究院有限公司，江蘇蘇州 215004；2.中廣核核電運營有限公司，廣東深圳 518000；3.大亞灣核電運營管理有限責任公司，廣東深圳 518000)

0 引言

核電廠汽輪機金屬膨脹節(jié)在制造、安裝和運行階段，會發(fā)生塑性變形，影響其服役工況下的正常膨脹補償和安全穩(wěn)定運行[1-3]?；诰€彈性理論，在能夠產(chǎn)生明顯塑性變形的外部載荷作用下，膨脹節(jié)局部位置會具有較大的彈性應力(明顯超出材料的屈服強度)，結構安全性能往往不能滿足設計規(guī)范的要求，降低了設備使用的經(jīng)濟性[4-5]。

目前，世界主要核一級設備的設計規(guī)范逐步發(fā)展為基于彈塑性理論的“分析設計”方法。法國RCC-M[6]和美國ASME[7]等規(guī)范中，“分析設計”方法均包含基于材料實際應力-應變曲線的彈塑性分析(又稱為“直接彈塑性分析”方法)?！爸苯訌椝苄苑治觥狈椒ㄒ圆牧系恼鎽?真應變曲線為基礎進行有限元分析，確定結構的極限荷載和塑性應變，獲得更加真實的膨脹節(jié)承載能力。當前，“直接彈塑性分析”方法在核電廠工程應用中仍存在一定的挑戰(zhàn)：(1)現(xiàn)有主要核電設計規(guī)范(RCC-M和ASME)中通常只提供了材料的基本拉伸性能(彈性模量、屈服強度、抗拉強度等)數(shù)據(jù)，未提供材料的應力-應變曲線；(2)缺乏對含局部缺陷的部件局部失效的明確評定準則[8]；(3)對超出設計條件(如產(chǎn)生塑性損傷)的部件，缺乏剩余壽命評價方法。

本文針對某核電廠汽輪機膨脹節(jié)發(fā)生的塑性變形損傷的案例，基于ASME規(guī)范和有限元軟件ANSYS進行膨脹節(jié)塑性變形損傷后結構力學性能分析。

1 關鍵技術問題探討

1.1 材料應力-應變數(shù)據(jù)

現(xiàn)有RCC-M和ASME規(guī)范中只提供了材料的基本拉伸性能數(shù)據(jù)(彈性模量、屈服強度、抗拉強度等)，若進行彈塑性分析，需要獲取材料的詳細應力-應變數(shù)據(jù)。通常工程應用中，難以獲取可供測試的試樣，并且測試結果的保守性也常受到質疑。

若材料應力-應變數(shù)據(jù)符合Ramberg-Osgood關系(如式(1)所示)，英國R6規(guī)范[9]提供了一種基于材料的屈服強度和抗拉強度數(shù)據(jù)推測材料應力應變的方法，式(1)中Ramberg-Osgood關系常數(shù)的計算過程如式(2)，(3)所示。

(1)

ε0=σy/E

(2)

(3)

式中ε——應變；

ε0——參考應變；

σ——應力，MPa；

σy——屈服強度，MPa；

N——Ramberg-Osgood關系指數(shù)；

E——彈性模量，MPa；

σu——抗拉強度，MPa。

1.2 塑性變形限值確定

目前，法國RCC-M規(guī)范尚未明確給出服役條件下金屬部件允許發(fā)生的塑性變形量，RCC-M規(guī)范 F4000篇(制造篇)指出，在低于或等于150 ℃下進行的任意成型操作，碳鋼或合金鋼的最大變形量超過5%，奧氏體鋼工件最大變形率超過10%時需要進行工藝評定。歐洲設計規(guī)范 EN 13445指出，承壓設備及其部件中主結構應變最大絕對值在正常運行工況下小于5%，在試驗工況下小于7%，則可用通過設計的校核量[10]。

上述規(guī)范均未給出塑性變形限值的理論基礎和詳細計算過程，而ASME規(guī)范Ⅷ卷第Ⅱ分篇基于三軸應力度準則，提供了基于彈塑性分析的局部失效判別準則。ASME規(guī)范考慮了材料和結構的非線性，計算評估點的主應力、von Mises等效應力σe和等效應變εpeq，依據(jù)公式(4)計算考慮三軸應力度的極限應變εL。

(4)

式中εLu，m2，αsl——系數(shù)，根據(jù)ASME規(guī)范Ⅷ卷確定。

若評估點等效應變εpeq滿足式(5)，則該位置不會發(fā)生局部失效。

εpeq+εcf≤εL

(5)

式中εcf——成形應變，若結構已進行熱處理，取εcf=0。

1.3 膨脹節(jié)疲勞性能校核

目前，對超出設計條件(如產(chǎn)生塑性損傷)的部件仍缺乏明確剩余壽命評價方法。對于膨脹節(jié)特定部件，在偶然載荷作用下(正常運行條件下部件受力較小)產(chǎn)生塑性變形后，可進行結構和材料性能的參數(shù)敏感性分析，評估塑性損傷對結構剩余壽命的影響。

依據(jù)ASME規(guī)范Ⅷ卷的膨脹節(jié)應力校核和疲勞分析的設計準則，參考式(6)～(8)計算U型膨脹節(jié)的的許用循環(huán)次數(shù)，式(6)～(8)中疲勞校核交變應力按照式(9)進行計算。

(6)

(7)

(8)

St=0.7(S3+S4)+S5+S6

(9)

式中kg——應力集中系數(shù)；

E0,Eb——設計溫度和工作溫度下材料的彈性模量，MPa；

S3，S4，S5，S6——膨脹節(jié)的應力校核分量，MPa，依據(jù)ASME規(guī)范進行計算。

2 案例分析

2.1 膨脹節(jié)基本信息

某核電廠汽輪機每個低壓缸左右各配有一根進汽導汽管，每個導汽管在與缸體連接位置有一個進汽膨脹節(jié)，進汽膨脹節(jié)安裝位置見圖1。進汽膨脹節(jié)外側法蘭支撐在外缸上，內(nèi)側法蘭與內(nèi)缸相連，用于吸收內(nèi)外缸在進汽管位置處的膨脹差。

(a)安裝位置 (b)膨脹節(jié)部件

圖1 汽輪機進汽膨脹節(jié)

由圖1可以看出，運行數(shù)年后，低壓缸進汽膨脹節(jié)內(nèi)外法蘭發(fā)生了不匹配的情況(法蘭面產(chǎn)生高度差)。測量結果表明，內(nèi)側金屬膨脹節(jié)產(chǎn)生了13 mm左右的軸向塑性變形，低壓缸進汽膨脹節(jié)內(nèi)外法蘭面軸向塑性變形差異(即膨脹節(jié)軸向塑性變形)分布如圖2所示。

圖2 膨脹節(jié)軸向塑性變形沿圓周方向分布情況

2.2 極限載荷有限元分析

2.2.1 幾何模型與邊界條件

基于電廠更換的汽輪機低壓缸進汽膨脹節(jié)結構的測試數(shù)據(jù)，建立如圖3所示的分析模型。

(a)1/2模型

(b)模型左側局部放大

(c)局部有限元網(wǎng)格模型

(d)模型主要標準尺寸圖3 膨脹節(jié)三維分析模型

通過測量,獲得圖3(d)中進汽膨脹節(jié)內(nèi)側筒體的主要尺寸參數(shù)為：Di=1 310 mm，D1=11.90 mm，D2=10.40 mm，H1=34.20 mm，T1=0.99 mm，T2=5.00 mm，L1=173.10 mm，L2=11.20 mm。有限元數(shù)值分析中施加邊界條件為：

(1)法蘭面上施加各種設計位移補償量(徑向+軸向)；

(2)波紋管內(nèi)外側施加壓力載荷；

(3)1/2模型對稱面施加對稱邊界條件；

(4)底端施加固定邊界條件。

2.2.2 材料性能

依據(jù)膨脹節(jié)的設計說明，膨脹節(jié)內(nèi)側波紋管為雙層結構，材料為鎳基合金(總厚度為0.99 mm)，外側筒壁和內(nèi)外側支撐法蘭為碳鋼。因為低壓缸進汽膨脹節(jié)變形主要由波紋管承擔，同時支撐法蘭和連接板的厚度是波紋管的10倍以上(應力集中和塑性應變主要在波紋管中)，將外側筒壁和內(nèi)外側支撐法蘭材料也視為鎳基合金(因其壁厚較大，不影響波紋管的塑性損傷分析結果)。

基于RCC-M規(guī)范中給出的鎳基合金材料在溫度300 ℃下的屈服強度和拉伸強度數(shù)值，使用式(1)計算獲得膨脹節(jié)材料的應力-應變曲線，如圖4所示。

圖4 鎳基合金的拉伸性能曲線

2.2.3 載荷信息

依據(jù)設計資料，汽輪機低壓缸進汽膨脹節(jié)承受的載荷如表1所示。

表1 進汽膨脹節(jié)設計載荷參數(shù)

2.2.4 分析載荷步

通過對膨脹節(jié)一端施加位移載荷條件，分析膨脹節(jié)的塑性損傷及損傷后繼續(xù)安全服役性能，分析過程包含以下3個方面(每一步驟分析結果均需要滿足規(guī)范要求，同時3個步驟為串聯(lián)關系)。

(1)步驟1：強制位移外載(偶然外部載荷)作用下膨脹節(jié)應力/應變分析；

(2)步驟2：卸載強制位移外載(殘余塑性變形與2.1節(jié)已有測試結果一致)，分析膨脹節(jié)殘余變形和殘余應變；

(3)步驟3：卸載強制位移后，加載最大工作載荷，分析膨脹節(jié)變形和應變。

2.2.5 分析結果

各載荷步的分析結果如圖5所示。

(a)步驟1強制位移載荷信息

(b)步驟1強制位移載荷引起的彈塑性應變

(c)步驟2卸載強制位移外載后的塑性位移

(d)步驟2卸載強制位移外載后的彈塑性應變

(e)步驟3卸載強制位移后加載最大工作載荷時的彈塑性應變圖5 各載荷步的分析結果

在圖5(b)中，卸載強制位移外載后，膨脹節(jié)法蘭處顯示的塑性變形量為13.9 mm，與2.1節(jié)中的塑性變形量測量數(shù)據(jù)相近。如圖5(a)所示，為形成達到圖5(b)中所示的殘余塑性變形，需要在法蘭中心點施加30 mm(法蘭中心位置)左右的強制位移。

依據(jù)ASME規(guī)范，基于式(4)和式(5)計算獲得不同載荷步下結構允許的彈塑性應變限值為30%～40%左右，因缺乏制造的相關信息，此處取制造過程中產(chǎn)生10%的彈塑性應變的極值，獲得基于ASME規(guī)范的允許服役狀態(tài)下發(fā)生的彈塑性應變限值約為20%～30%。膨脹節(jié)塑性損傷分析結果如表2所示，各步驟產(chǎn)生的彈塑性應變分析結果均滿足規(guī)范限制要求，基于ASME規(guī)范應力三軸度理論計算獲得的彈塑性應變限值更能利用設備的潛在安全裕度。若是單次偶然載荷引起的膨脹節(jié)塑性損傷，則分析結果滿足規(guī)范要求。

表2 膨脹節(jié)塑性損傷分析結果統(tǒng)計

2.3 疲勞壽命校核

參考ASME規(guī)范Ⅷ卷的膨脹節(jié)設計準則，評估發(fā)生塑性變形膨脹節(jié)的疲勞壽命評估。評估內(nèi)容包含以下內(nèi)容。

(1)塑性變形引起膨脹節(jié)節(jié)距變化±5%；

(2)塑性變形引起膨脹節(jié)壁厚(均勻)減薄5%。

塑性變形膨脹節(jié)的疲勞壽命評估結果如表3所示。分析結果表明，塑性損傷(若是單次偶然載荷形成的)對膨脹節(jié)的疲勞壽命影響有限，即單次偶然載荷引起的膨脹節(jié)塑性損傷對疲勞壽命影響較小。

表3 極限位移(徑向+軸向)條件下膨脹節(jié)疲勞壽命評估

1)規(guī)范建議取值為1～4，ASME規(guī)范計算的允許循環(huán)次數(shù)中已考慮了1.25倍的應力安全系數(shù)和3倍的循環(huán)次數(shù)安全系數(shù)，如果膨脹節(jié)無環(huán)焊縫，并且設計和檢查均滿足規(guī)范的要求，安全系數(shù)可取1;2)規(guī)范未考慮硬化效應對疲勞性能的影響，考慮了加工壁厚減薄對疲勞壽命的影響

3 結論

針對某核電廠汽輪機膨脹節(jié)發(fā)生的塑性變形損傷，基于ASME規(guī)范和有限元軟件ANSYS進行了膨脹節(jié)塑性變形損傷后結構力學性能分析，典型案例分析結果表明：

(1)與法國RCC-M規(guī)范和歐盟EN 13445規(guī)范相比，基于ASME規(guī)范應力三軸度理論計算獲得的彈塑性應變限值更能利用設備的潛在安全裕度；

(2)汽輪機低壓缸進汽膨脹節(jié)的塑性損傷(若是單次偶然載荷形成的)對膨脹節(jié)的疲勞壽命影響有限；

(3)對于本分析案例，若是單次偶然載荷引起的膨脹節(jié)塑性損傷，則結構的應變限值和疲勞壽命評估均滿足相關規(guī)范要求，可以按照設計要求繼續(xù)服役使用。