Thermomechanical failure of a second rotor stage in small gas turbine of biogas powered
Wprowadzenie
Impulsowy tryb pracy zespołów energetycznych podyktowany znaczącym udziałem odnawialnych źródeł energii w rynku mocy oraz wymagania stawiane turbozespołom energetycznym, co do możliwości zasilania w różnego typu paliwa posiadające biokomponenty, są przyczyną występowania częstych awarii. Problem ten, dotyczy całej palety urządzeń energetycznych oraz najbardziej obciążonych elementów znajdujących się wewnątrz. Banaszkiewicz [1] wskazuje tę przyczynę, jako główne źródło pęknięć pojawiających się w karbach akcyjnych wirników turbin parowych, natomiast Bryk et al. [2] zauważa problemy z pękaniem łopatek na pierwszym stopniu w turbinach reakcyjnych.
Turbina gazowa dedykowana dla stacjonarnej energetyki posiada identyczną zasadę działania, jak turbozespoły lotnicze. Wieńce turbinowe, obracające się dzięki ekspansji sprężonych spalin, napędzają sprężarkę znajdującą się najczęściej z przodu silnika oraz generator – w przypadku stacjonarnym lub śmigła w lotniczym [3]. Tarcze oraz łopatki turbiny z uwagi na bardzo duże prędkości obrotowe oraz wysoką temperaturę spalin poddane są dużym obciążeniom, które nierzadko sięgają granic wytrzymałości materiałów. Aby zmniejszyć obciążenia termiczne w elementach łopatek, stosuje się wewnętrzne chłodzenie, obniżające gradient temperatury wewnątrz.
Łopatki stopni turbinowych ulegają częstym awariom wywołanym korozją [4, 5], pełzaniem wysokotemperaturowym [6] lub nadmiernymi wibracjami spowodowanymi uderzeniem ciała obcego [7, 8, 9, 10]. Innym typem zniszczenia są anomalie materiałowe będące zarodkiem do inicjacji pękania [11, 12, 13].
Problem zniszczenia 2-go stopnia pojawił się w turbozespole gazowym małej mocy, zasilanym różnego typu paliwami. Awaria wystąpiła przy braku symptomów sklasyfikowanych według ww. kryteriów. System monitorujący pracę turbiny nie wykrył anomalii związanych ze zwiększoną amplitudą drgań, a obsługa – hałasów dochodzących z wnętrza. Turbina posiadała duże zapasy czasowe do planowanych remontów. Jedynym odstępstwem, była zmiana paliwa na posiadające tą samą wartość opałową lecz inną gęstość.
Dodatkowymi cechami, niespotykanymi w literaturze są: nietypowe miejsce zniszczenia łopatki – wierzchołek, pod bandażem oraz długi czas trwania awarii – kilkanaście minut. Nadmienić należy, że cały wieniec posiadał jednakową równomierną formę „stopienia” górnych warstw, a także nie wykryto pojedynczych łopatek urwanych u podstawy [14, 15, 16], mogących być przyczyną rozwoju awarii. W artykule tym, zwrócono uwagę na analizę mechanizmów zniszczenia termo-mechanicznego [17, 18, 19, 20]
Wizualne oględziny uszkodzonych łopatek
Łopatka turbiny gazowej zerwana została w górnej części pióra, w okolicy bandaża. Równomierne stopienie wszystkich łopatek w stopniu oraz poszarpany charakter uszkodzenia dowodzi, że mamy do czynienia z awarią wynikającą z obecności dużego źródła ciepła. Źródłem tym, było najprawdopodobniej (Rys.1) tarcie wirujących bandaży łopatek o uszczelnienia oddzielające korpus. Nie bez znaczenia jest tu specyficzny schodkowy kształt tego uszczelnienia nie mający swego odpowiednika w literaturze.
Nadtopienie przebiegało równomiernie, zatrzymując się w odległości 30 mm od ścianek wewnętrznych korpusu. Dodatkowym argumentem przemawiającym za termicznym uszkodzeniem łopatek są plamy nalotowe wskazane strzałkami, które widoczne są na pierwszym stopniu turbiny. Plamy te, są wynikiem działania dużych temperatur, a ich powstanie ma charakter pierwotny, wynikający ze zbyt wysokiej temperatury płynących spalin. W rozmowie z obsługą Elektrociepłowni ustalono, że awarię poprzedziła zmiana paliwa dostarczanego do turbiny.
Innym uszkodzeniem tego typu zaobserwowanym po awarii było przebarwienie (rys.2) umiejscowione w dolnej części łopatki w miejscu czoła profilu. Przebarwienie, to odkryte zostało na łopatce 2-go stopnia i wymiarami podobne jest do występujących na stopniu 1-ym, zaznaczonych na rysunku wcześniejszym. U podstawy profilu odkryto niewielki otwór o średnicy 4 mm. Jego powstanie prawdopodobnie było wynikiem oddziaływania wysokich temperatur oraz obciążeń mechanicznych.
Zamieszczono zdjęcia łopatki po awarii oraz wykonane metodą mikroskopu skaningowego (SEM). Oględziny potwierdziły, że w trakcie awarii (rys.3) łopatki wirnikowe były w dobrym stanie, a obserwacje pod mikroskopem wykluczyły występowanie mikropęknięć na powierzchni łopatki oraz korozji czy efektów pełzania wysokotemperaturowego. Widoczne wgniecenia oraz uszkodzenia warstwy wierzchniej łopatki są konsekwencją awarii i powstały w wyniku uderzania kawałków rozgrzanej i oderwanej stali o pozostałe łopatki w stopniu.
Na podstawie widoku makroskopowego uszkodzonego miejsca i jego obrazu przy niewielkich powiększeniach można przyjąć, że obserwowany przełom nie należy do grupy łupliwych trans-krystalicznych. Obrazy SEM przedstawione na rys.4 przy największych powiększeniach ukazują występowanie faset, które łączą się przez odkształcenia plastyczne [21], co pozwala na zaliczenie obserwowanego przełomu do grupy quasi-łupliwych.
Zmiana składu paliwa, doprowadziła do zwiększenia temperatury spalin za kolejnymi stopniami turbiny. Silne przegrzanie materiału w okolicy górnego bandaża, które było wynikiem przytarcia bandaża o korpus, doprowadziło do wystąpienia pękania na skutek obniżenia właściwości materiałowych oraz inicjacji procesu zmęczenia niskocyklowego (LCF). Siły obciążające łopatkę – nie wliczając efektów przytarcia – były standardowymi wynikającymi z prędkości obrotowej oraz siłami aerodynamicznymi płynących spalin.
Model numeryczny łopatki
Dla przeprowadzenia symulacji numerycznej wykonano model 3D łopatki przed wystąpieniem awarii. W modelu (rys.5) odwzorowano dokładny kształt bandaża górnego oraz niewielką część stopy łopatki celem określenia przyczyn wystąpienia pęknięcia u podstawy profilu. Odwzorowano, również geometrię wewnętrznych kanałów przepływowych, służących do chłodzenia łopatki.
Model numeryczny oraz siatkę obliczeniową wykonano w Design Modeler (DM), który jest modułem pakietu obliczeniowego Ansys. Siatka obliczeniowa posiadała 410 000 elementów skończonych 20-to węzłowych.
W trakcie badania przeprowadzono dwie symulacje. Pierwsza polegała na odwzorowaniu rozkładu temperatury oraz naprężeń przy zastosowaniu warunków projektowych dla rozpatrywanego stopnia – był to model referencyjny. Druga symulacja polegała na odwzorowaniu ww. pól dla przypadku ze zwiększoną temperaturą gazów oraz występującym przytarciem górnego bandaża o obudowę korpusu. Wyniki z tej symulacji posłużyły do porównania z obrazami łopatki uzyskanymi w wyniku wizualnych oględzin po awarii. Porównanie to, pozwoliło na ustalenie stopnia dokładności odwzorowania awarii w symulacji numerycznej.
Łopatka zamocowana została od spodu. Obciążeniem były siły powierzchniowe wynikające z aerodynamiki przepływu gazów w stopniu oraz odśrodkowe, powodowane prędkością obrotową wirnika, masą łopatki, a także odległością zamocowania od osi obrotu. Dodatkowym warunkiem brzegowym był strumień cieplny generowany w wyniku przytarcia uszczelnień. W łopatce wstępne pole temperatur odpowiadało nominalnej pracy stopnia
Wyniki symulacji metodą elementów skończonych
Parametry termodynamiczne w drugim stopniu turbiny gazowej
Dla określenia parametrów pracy przed i za stopniem wykorzystano kod numeryczny COM-GAS. Kod ten, służy do obliczania obiegów termodynamicznych, a stworzony i wykorzystywany jest w Zakładzie Konwersji Energii IMP PAN w Gdańsku [22]. Analizę przeprowadzono dla dwóch typów paliwa. Pierwszym był gaz ziemny o parametrach, dla których zaprojektowano turbinę. Drugim był gaz mieszany, który dostarczono zamiennie do elektrociepłowni. Zamiana paliw, jak już wspomniano wcześniej, poprzedziła wystąpienie awarii w niewielkich odstępach czasu od siebie.
Z danych zawartych w sprawozdaniach wynika, że różnice wartości opałowych gazu ziemnego i gazu mieszanego były znaczne. Wartości te, oszacowano na 19,208 MJ/kg dla gazu ziemnego oraz 20,640 MJ/kg w przypadku gazu mieszanego. Należy podkreślić również, że wartości opałowe dla obydwu gazów odniesione do jednostki objętości były zbliżone i wynosiły 20,57 MJ/m3 oraz 20,32 MJ/m3. Wartości te, zdecydowały o dopuszczeniu gazu mieszanego, jako zamiennika paliwa.
Z obliczeń obiegu termodynamicznego przeprowadzonego kodem COM-GAS wynika, że temperatura za drugim stopniem, po zmianie paliwa wzrosła z 815oC do 850oC. Różnica ciśnień przed i za stopniem pozostała bez zmian i wyniosła 0,5 MPa. Strumień chłodzący łopatkę wynosił 2,9 kg/s dla całego stopnia, co przy 88 łopatkach odpowiadało – 0,0329 kg/s na 1 łopatkę. Temperatura powietrza chłodzącego pobierana była za 6 stopniem sprężarki i wynosiła niezmiennie 235oC.
Wyniki symulacji numerycznej
Symulację numeryczna wykonano przy użyciu programu Ansys. Analiza obejmowała obliczenia w stanie ustalonym, w którym pominięto efekty rozgrzewania łopatki i turbiny. Porównanie pól temperatur dla zasilania stopnia gazem o nominalnych parametrach oraz gazu mieszanego pokazano na rys. 6. Dla zasilania stopnia gazem o nominalnych parametrach pola temperatur nie przekraczają 811oC. Miejsce występowania tak dużej temperatury znajduje się przy krawędzi spływowej łopatki oraz na czole profilu. W okolicy bandaża (rys.6.a) temperatury nie przekraczają 740oC. W przypadku gazu o zmienionym składzie temperatury wzrosły o około 50oC dla krawędzi spływowej i czoła profilu oraz o około 30oC w bandażu. Kształty pól nie uległy znaczącej zmianie. Zaznaczyć, w tym miejscu należy, że obszary z największymi temperaturami odpowiadają przebarwieniom, jakie wykryto w trakcie oględzin stopnia (patrz rys. 1 i 2).
Pola przemieszczeń dla obydwu przypadków pokazano na rys.7. Zmianie uległy nie tylko wartości przemieszczeń lecz również ich obszar, co skutkowało zmianą mody ugięcia łopatki. Wartość maksymalnego przemieszczenia w kierunku promieniowym, przy zastosowaniu paliwa zamiennego, wzrosła z 1,14 do 2,13 mm. Uzyskane pola przemieszczeń generowały powstanie naprężeń wewnątrz materiału łopatki.
W pracy przeanalizowano składowe tensora naprężeń, prostopadłe do kierunku złomu. Naprężenia te, mają największy wkład w inicjacje oraz rozwój pęknięć powłok łopatek [21]. Będą to: maksymalne naprężenia główne S1 oraz normalne σxx działające równolegle do kierunku działania obciążeń.
Maksymalne naprężenia główne odczytano w trakcie nominalnej pracy oraz po zmianie paliwa. Dla przypadku nominalnego (rys.8.a) naprężenia maksymalne koncentrują się w okolicy podstawy łopatki, co jest zgodne z teorią projektowania łopatek wolnonośnych. W przypadku zamiany paliwa, widoczny jest obszar koncentracji naprężeń w okolicy podstawy oraz bandaża. Naprężenia sięgające swoją wartością do 126 MPa, w miejscu największego wytężenia w okolicy bandaża, wzrastają do 395 MPa.
Dokładniej, różnice w wielkości naprężeń pokazuje rys. 9. Pola naprężeń dla paliwa nominalnego sięgają 698 MPa. Kontury maksymalnych naprężeń umiejscowione są w okolicy podstawy profilu, koncentrując się na części czołowej oraz krawędzi spływowej. W okolicy bandaża, odczytano naprężenia w wartości 116 MPa. W przypadku zmiany paliwa, naprężenia te, zwiększyły swoja wartość do około 450 MPa. Innym spostrzeżeniem jest, niewielkich rozmiarów koncentracja naprężeń w okolicy czoła profilu u jego podstawy. Po zamianie paliwa, wartość odczytanych naprężeń w tym miejscu sięgała 1049 MPa. Tak wysokie naprężenia, zakresem nie przekraczały okręgu o średnicy 5 mm. Odległość środka pola naprężeń w okolicy bandaża do wierzchołka najwyższego uszczelnienia wyniosła 30 mm. Jest to wartość identyczna ze zmierzoną w trakcie wizualnych oględzin awarii oraz zaznaczoną wcześniej na rys.1. Również pole koncentracji naprężeń u podstawy łopatki obszarowo pokrywa się z otworem przedstawionym na rys.2.
Wnioski
W pracy przedstawiono analizę zniszczenia łopatki 2-go stopnia w małej turbinie gazowej. Rzeczą oczywistą było, że zwiększenie temperatury w stopniu ponad wartości projektowe doprowadzi do jego nadwyrężenia lub całkowitego zniszczenia. Analiza wizualna po awarii oraz symulacje numeryczne wykazały, że prawdopodobną konsekwencją wzrostu temperatury było przytarcie łopatki o uszczelnienia oraz dalszy wzrost temperatury w okolicy bandaża.
Symulacje obiegu termodynamicznego wykazały, że przy zmianie typu paliwa z gazu ziemnego na gaz mieszany i przy zachowaniu zbliżonej objętościowej wartości opałowej paliwa, a niedotrzymaniu gęstości gazu możliwy jest wzrost temperatury spalin w komorze spalania. To w konsekwencji powoduje jednoczesny wzrost temperatury materiału łopatek i wzrost jej wydłużeń powodując przycieranie bandaża łopatek wirnika o uszczelnienie oraz korpus turbiny.
Wyniki symulacji numerycznej wykazały dodatkowo, że zmiana wielkości przemieszczeń od wirowania oraz sił aerodynamicznych, jest niewielka w porównaniu z odkształceniami spowodowanymi wysoką temperaturą. Przy zachowaniu projektowej temperatury w stopniu, nawet znaczące wahania ciśnienia lub prędkości wirowania nie powinny zagrażać żywotności stopnia.
Powyższe analizy wykazują, że dla bezpiecznej i bezawaryjnej pracy turbozespołów gazowych ważne jest bezwzględne przestrzeganie zaleceń producenta oraz wytycznych dotyczących składu i parametrów stosowanego paliwa. Nie stosowanie się do ww. wytycznych lub dowolne mieszanie paliwa, mogą skutkować w bardzo krótkim czasie zniszczeniem znaczących podzespołów turbiny oraz dużymi kosztami naprawy.
Zalecenia
1. Ścisłe przestrzeganie zaleceń producenta dotyczących sposobu prowadzenia maszyny, parametrów pracy, składu stosowanego paliwa oraz płynów eksploatacyjnych.
2. Stosowanie zamiennych paliw, których właściwości nie zostały uwzględnione w procesie projektowania turbiny gazowej, nawet przy krótkim okresie użytkowania może znacząco zmniejszyć żywotność wrażliwych jej elementów lub spowodować dużą awarię.
3. Zalecane jest, aby wrażliwe elementy maszyn, podatne na częste i kosztowne naprawy posiadały dodatkowe systemy monitorujące ich wytężenie oraz żywotność w trakcie pracy.
4. Jeżeli w trakcie eksploatacji małej turbiny gazowej istnieje prawdopodobieństwo, że może być ona zasilana różnego typu paliwami, konstrukcja powinna uwzględniać odpowiednio dostosowane zapasy wytężenia oraz tolerancje pasowania.
L I T E R AT U R A
[1] Banaszkiewicz M, Numerical investigations of crack initiation in impulse steam turbine rotors subject to thermo-mechanical fatigue, Appl. Therm. Eng. 138 (2018) 761-773.
[2] Badur J, Bryk M, Accelerated start-up of the steam turbine by means of controlled cooling steam injection, Energy 173 (2019) 1242-1255.
[3] Witek L, Wierzbińska M, Poznańska A, Fracture analysis of compressor blade of a helicopter engine, Eng Fail Anal 16 (2009) 1616-1622.
[4] Banaszkiewicz M, Rehmus-Forc A, Stress corrosion cracking of 60 MW steam turbine rotor, Eng Fail Anal 51 (2015) 55-68.
[5] Kargarnejad S, Djavanroodi F, Failure assessment of Nimonic 80A gas turbine blade, Eng Fail Anal 26 (2012) 211-219.
[6] Salam I, Taugir A, Creep-fatigue failure of an aero engine turbine blades, Eng Fail Anal 9 (2002) 335-347.
[7] Kazempour-Liacy et al, Corrosion and failure analysis of a forced draft fan blade, Eng Fail Anal 18 (2011) 1193-1202.
[8] Witek L, Bednarz A, Stachowiak F, Fatigue analysis of compressor blade with simulated foreign object damage, Eng Fail Anal 58 (2015) 229- 237.
[9] Witek L, Numerical stress and crack initiation analysis of the compressor blades after foreign object damage subjacted to high-cycle fatigue, Eng Fail Anal 18 (2011) 2111-2125.
[10] Kumari S, Satyanarayana D.V.V, Failure analysis of gas turbine rotor blades, Eng Fail Anal 45 (2014) 234-244.
[11] Maktouf W, Sai K, An investigation of premature fatigue failures of gas turbine, Eng Fail Anal 47 (2015) 89-101.
[12] Carter T.J, Common failures in gas turbine blades, Eng Fail Anal 12 (2005) 237-247.
[13] Qu S, Fu C.M et al, Failure analysis of the 1st stage blades in gas turbine engine, Eng Fail Anal 32 (2013) 292-33.
[14] Kim H, Study of the fracture of the 1st stage blade in an aircraft gas turbine, Eng Fail Anal 16 (2009) 2318-2324.
[15] Mokaberi A, Derakhshandeh-Haghighi R, Fatigue fracture analysis of gas turbine compressor blades, Eng Fail Anal 58 (2015) 1-7.
[16] Barella S. et al, Failure analysis of third stage gas turbine blade, Eng Fail Anal 18 (2011) 386- 393.
[17] Wang R, Jiang K, Jing F, Thermomechanical fatigue failure investigation on a single crystal nickel superalloy turbine blade, Eng Fail Anal 66 (2016) 284-295.
[18] Beghini M, Bertini L. et al, High temperature fatigue testing of gas turbine blades, Procedia Structural Integrity 7 (2017) 206-213.
[19] Mishra R.K. et al, Failure of an un-cooled turbine blade in an aero gas turbine engine, Eng Fail Anal 79 (2017) 836-844.
[20] Rani S, Agrawal A.K, Failure analysis of first stage INC738 gas turbine blade tip cracking in thermal power plant, Case Stud Eng Fail Anal 8 (2017) 1-10.
[21] Kocańda S. Zmęczeniowe niszczenie metali [Fatigue failure of steel], Warszawa; WNT 1972 [in polish].
[22] Ziółkowski P, Badur J, Ziółkowski P.J, An energetic analysis of a gas turbine with regenerative heating using turbine extraction at intermediate pressure – Brayton cycle advanced according to Szewalski’s idea, Energy 185 (2019) 763-786.
dr inż. Daniel Sławiński – https://orcid.org/0000-0003-1767-1014 – Instytut Maszyn Przepływowych Polskiej Akademii Nauk, Gdańsk.
Adres do korespondencji / Corresponding author: daniel.slawinski@imp.gda.pl