火电厂锅炉主蒸汽管道蠕变损伤分析

　　摘要：本文分析了电厂锅炉主蒸汽管道蠕变损伤的原理及特点，阐述了主蒸汽管道的蠕变损伤评价的方法，对不同评估蠕变寿命方法进行了分析比较，通过用有限元方法对某算例结果的分析，提出了主蒸汽管道蠕变损伤寿命的评价思路和模式。
　　关键词：锅炉；主蒸汽管道；蠕变损伤；有限元；寿命
　　1引言
　　随着我国电力工业的发展，锅炉主蒸汽管道的设计温度高达560℃及以上，设计压力也在17MPa等，主蒸汽管道在长期高温高压条件下将发生蠕变损伤。因此，准确地预测主蒸汽管道的损伤以及安全运行寿命也是发电、石油化工以及核电等企业所普遍关心的重要问题，而进行其蠕变损伤分析以及寿命评估自然上升到了首要位置。近年来用于超临界、超超临界机组高温高压管道的P91／T91、P92／q92、HCM12A、HCM2S、SUPER304H等合金钢都是为提高其高温蠕变性能以满足高参数机组需求而研制的。目前，杭州锅炉集团股份有限公司制造的9F、9E等燃机余热锅炉的主蒸汽管道大量采用了P91／P22材料，本文着重以P91材料的主蒸汽管道为例，讨论其蠕变损伤以及安全运行寿命评价。
　　2蒸汽管道蠕变损伤的特征
　　2．1主蒸汽管道蠕变机理
　　主蒸汽管道工况复杂多变，有几十甚至上百的工况组合。在正常工况下，承受高温和应力的作用；在异常工况下，如热振动、热冲击、载荷波动以及机组启停时管道的温度和压力将发生较大变化，致使主蒸汽管道的损伤具有局部性、复杂性。
　　
　　图1蠕变曲线图2蠕变第三阶段在晶界上形成的微孔和裂纹
　　高温下主蒸汽管道的应变量和时间关系曲线如图1所示。可见，管道蠕变的三个阶段中第一阶段变形速率随时间而下降。第二阶段是稳定阶段，此时，变形产生的加工硬化和回复、再结晶同时进行，材料未进一步硬化，所以变形速率基本保持恒定(蠕变速率不变，/t=常数)。第三阶段，愈来愈大的塑性变形在晶界形成微孔和裂纹(如图2)塑性变形速率加快，最后导致断裂。因此，主蒸汽管道蠕变第一、二阶段是安全稳定的，第三阶段产生了管道的内部组织损伤，是危险的。
　　2．2主蒸汽管道蠕变损伤的危险部位
　　管道中最薄弱的环节在弯头处，弯头部位在运行过程中材料出现粘塑性变形，加上管道弯头在弯制时产生初始厚度不均和椭圆度现象，在管道的弯头部位形成复杂的多轴应力状态，加上管道最大的应力一般发生在弯头部位，这些都对管道弯头的使用寿命产生了极大的影响，其失效机理主要是管道在截面圆周方向上的蠕变变形导致的蠕变失效。
　　3不同评估蠕变损伤寿命方法的比较
　　3．1周向测量法
　　目前，许多国家对主蒸汽管道进行寿命预测时采用蠕变变形量为主要指标。但是这样的蠕变测量仅限于周向蠕变测量，只反映周向应力作用的结果。实际上，主蒸汽管道在运行时存在多轴应力状态，当周向和径向蠕变变形是主要部分时，才可以不考虑轴向应力的作用，只按周向最大相对蠕变变形量进行主蒸汽管道的寿命监督和预测。当运行过程中出现支吊架工作状况异常时，会产生较大的轴向应力。轴向应力过大是引起负蠕变现象和焊缝及弯管开裂的主要原因。
　　3．2持久强度法
　　即在待评价管段割管取样，通过持久强度试验用最小二乘法对数据拟合，用σ=k•(tr)m获得材料在工作温度下l04h的持久强度外推值，用以作为材料损伤评价和剩余寿命计算的依据。但这种方法有以下弊端：
　　1）寿命计算公式对工作应力十分敏感，安全系数的不同以及局部的高应力都会带来计算结果的显著变化；
　　2）材料的损伤不能单纯用持久强度的降低来解释。此外，破坏评价还存在试验周期长、费用高。
　　3．3有限元分析法
　　由上所述主汽管道的蠕变有三个阶段，归纳出来就是一个硬化到损伤的过程，根据损伤力学[引，采用蠕变损伤的Kachanov-Ro-bamov方程可表示为：
　　(1)
　　(2)
　　（3）
　　式中：
　　为蠕变应变张量；
　　为应力偏张量；
　　为最大主应力；
　　为冯米赛斯(von—Mises)应力；
　　D为损伤变量；
　　为临界损伤值，当D／D。=1时，表明材料达到了其蠕变寿命；
　　α(0≤a≤1)为表征多轴破断准则的材料常数；
　　B、n、v、A分别是与最小蠕变应变速率和蠕变断裂有关的材料常数；
　　为损伤常数；
　　ρ和g为考虑损伤非均匀性的材料常数。
　　由于P91主蒸汽管道的局部损伤及应力的多轴性，它更适合作为有限元分析的本构方程编入有限元分析软件内，通过AN-SYS的编译工具UPFs编写用户蠕变损伤的子程序，建立上述方程的本构关系。
　　4有限元分析法算例
　　现针对某台9F余热锅炉的主蒸汽管道的蠕变进行分析。
　　4.1材质
　　为SA335-P91，主管尺寸为Φ305mm×24mm，汇集母管尺寸为Φ406mm×30．95mm，支管尺寸为Φ273nun×21．44mm
　　4.2初始条件和边界条件
　　工作压力10．5MPa，工作温度574．9℃，初始温度取20℃，边界条件设置为与设计院连接管端的端口力和力矩及相应限位支架约束，弹簧的刚度设定可以根据AUTDP(管道设计软件)的计算弹簧刚度值来设定，亦可取较大值保证弹簧在弹性变形的工作范围内，本文取500N／ram，双挑式弹簧取1000N／mm(模型如图3)。
　　在ANSYS有限元分析软件中通过对实际工况下的部分管线进行了模拟计算，综合考虑了载荷、约束等因素对蠕变损伤的影响，得到管线整体的最大应力及损伤分布，确定应力及损伤最大的部位(如图4和5)。
　　4．3计算结果及分析
　　通过分析确定主蒸汽管道的最大应力出现在锅炉左侧支管的90。弯头的内侧，最大应力49．4MPa。最大的蠕变损伤发生在去汽机的与设计院连接的异径接头处，D／Dcr=0．312，运行时间1O万小时。根据材料的设计寿命和相关规范07j要求就可以判断出管道的剩余寿命时间。
　　
　　图3P91主蒸汽管道模型图4主蒸汽管道的应力分布图
　　通过这个样例我们会发现，主蒸汽管道的最大应力和最大损伤位置并非相同，这是因为影响损伤的因素不仅仅是应力，还有结构、局部温度、支吊架位置等多种因素的影响。另外我们对整个管道的分析中无形地忽略了三通、弯头及异径接头等部位因结构的不连续性及复杂的应力状态带来的误差，这样就须对局部位置进行单独分析，细分网格，设置边界条件，通过ANSYS内的时间后处理得出弯头或异径接头部位的不同节点不同服役时间的D／Dcr比值(如图6)，当D／Dcr接近1时，我们可以判断材料已断裂。
　　
　　图5最大蠕变损伤位置图（t=105h）图6损伤一时间曲线
　　当然，有限元分析的方法很多，用来分析三通、弯头及异径接头危险部位我们也可以应用骨点应力(不随时间变化的等效应力)分析方法，判断部件的破损时间寿命。同时，对不同的方法，分析的本构方程也不相同，在此笔者不再赘述。
　　5结论
　　有限元分析方法具有简单、快速、经济等特点，在工程及研究中得到广泛的应用，但在蠕变第三阶段蠕变方程不是很成熟，因此带来的误差也会很大，在此笔者认为，如果经济条件允许，我们可以用持久强度法进行计算，用有限元分析法进行校核对比，附加现场周向测量。这样会更安全更接近实际。
　　参考文献
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