汽輪機調(diào)節(jié)汽閥閥碟優(yōu)化設計

李想，張雪

（杭州中能汽輪動力有限公司，杭州 310018）

汽輪機的轉(zhuǎn)速和功率都是通過控制機組的進汽量大小來完成的，而機組進汽量的大小是靠調(diào)節(jié)汽閥的開度大小進行調(diào)節(jié)，通常調(diào)節(jié)系統(tǒng)執(zhí)行機構接受控制信號并把這個信號轉(zhuǎn)換為相應的動作行程，用這一行程的大小來控制汽輪機調(diào)節(jié)汽閥的開度來完成對機組進汽量大小的調(diào)節(jié)，最終實現(xiàn)汽輪機轉(zhuǎn)速及功率的控制。汽輪機調(diào)節(jié)汽閥作為汽輪機調(diào)節(jié)部分的重要零部件，是汽輪機穩(wěn)定、安全運行的重要保證，更是保證汽輪機調(diào)節(jié)精度的重要部套，因此調(diào)節(jié)汽閥部分設計的合理性對整個汽輪機至關重要。提板式調(diào)節(jié)閥因其結(jié)構簡單、調(diào)節(jié)方式靈活在小功率汽輪機中得到廣泛的應用，從實際運行狀況看此類調(diào)閥結(jié)構在用于某些機組時確實出現(xiàn)了一系列強度方面的問題，為此國內(nèi)汽輪機制造商和設備運維人員都進行了研究，金長生[1]等人通過對寧夏石化汽輪機閥碟故障的分析，認為交變應力導致閥碟螺栓斷裂，并最終通過加大螺栓直徑的方式改善螺栓應力水平，亓東民[2]等人通過更換閥碟螺栓材料的方式進行了設備改造，本文對閥碟出現(xiàn)的強度問題進行了深入研究并最終提出了新的優(yōu)化設計結(jié)構，通過ANSYS 軟件三維仿真的方法對新結(jié)構進行了應力水平驗證，并將新結(jié)構應用于同類機組中，事實證明新結(jié)構能夠徹底解決原結(jié)構中的強度問題。

1 調(diào)節(jié)汽閥簡介

提板式調(diào)節(jié)閥結(jié)構如圖1 所示。閥碟螺栓按要求的旋緊力矩裝入閥碟后用圓錐防轉(zhuǎn)銷防松，銷孔端部翻邊沖鉚。每只閥的開啟次序和升程由襯套的長度S決定，h是閥的空行程。閥座配裝在進汽室底部。根據(jù)機組汽缸結(jié)構和不同的工況要求，一臺汽輪機可配置若干只如圖1 所示的閥，正常運行時其中一只閥用作調(diào)節(jié)，其余閥處于全開或全關位置。

圖1 調(diào)節(jié)汽閥結(jié)構簡圖Fig.1 Structure diagram of regulating steam valve

2 調(diào)節(jié)汽閥閥碟故障情況及原因分析

隨著機組類型的不斷變化，主蒸汽參數(shù)的提高及流量的增大，特別是應用在某些高溫高壓機組的高壓段調(diào)門上，該結(jié)構調(diào)閥閥碟出現(xiàn)了一系列的強度問題，主要分為兩種情況：

（1）調(diào)閥閥碟螺栓上螺紋與閥碟上螺紋均磨損至看不到螺紋，并最終導致閥碟脫落，如圖2 所示。

圖2 閥碟螺栓失效情況Fig.2 Valve disc bolt failure

（2）閥碟螺栓斷裂，斷裂面通常位于閥碟螺栓螺紋根部。

通過傳統(tǒng)的算法對閥碟螺栓的應力進行宏觀上的分析，則應力的極限值在50 MPa 的數(shù)量級以內(nèi)，在汽輪機的運行溫度下，閥碟螺栓、閥碟的材料許用應力為300 MPa，因此認為靜強度都遠遠滿足機組的運行要求。

因以上描述的故障問題客觀上確實存在，部分故障問題重復發(fā)生，因此可判定為非偶發(fā)性事件。根據(jù)故障現(xiàn)象及圖片的分析，基本可以確定引起故障的原因有以下幾點：

（1）閥碟的螺紋磨損甚至脫落常發(fā)生于4 閥、5閥（共5 閥），實際1 閥開啟時，閥碟螺栓所受應力最大，故此亦可排除靜強度帶來的問題。實際運行中，前3 閥處于全開狀態(tài)，運行工況相對較穩(wěn)定，4、5 閥經(jīng)常處于調(diào)節(jié)狀態(tài)，調(diào)節(jié)過程中蒸汽經(jīng)過調(diào)閥節(jié)流，產(chǎn)生擾動，蒸汽干擾力造成的振動及交變載荷導致閥碟螺栓及閥碟配合處螺紋松動——振動加劇——螺紋進一步松動與磨損的惡性循環(huán)，直至閥碟脫落。另外閥碟上的擰緊用工裝孔存在和閥碟裝配后可能產(chǎn)生的松動，導致閥碟旋轉(zhuǎn)和振動加劇。

（2）某些機組運行過程中，負荷變動較大，處于調(diào)節(jié)范圍內(nèi)的閥碟頻繁開啟、關閉，在交變負荷的作用下，閥碟螺栓螺紋根部形成疲勞裂紋源，在循環(huán)載荷的繼續(xù)作用下使裂紋源形成顯微裂紋。汽流產(chǎn)生的振動導致顯微裂紋不斷擴展，最終引起閥碟螺栓斷 裂。

為更準確地分析故障的原因，對原結(jié)構的閥碟螺栓利用ANSYS 軟件進行有限元分析，結(jié)果如表1所示。

表1 調(diào)節(jié)汽閥數(shù)據(jù)表Table 1 Regulating steam valve data sheet

閥碟螺栓螺紋部分的應力分析：閥碟螺栓材質(zhì)為21Cr12MoV，抗拉強度為750 MPa，工作溫度下材料屈服強度為600 MPa，彈性模量為1.67×105MPa，螺紋長度為40 mm，螺栓實際工作中承受載荷為軸向拉伸載荷，呈對稱分布，采用平面8 節(jié)點四邊形等參軸對稱單元對有限元模型進行單元劃分，對螺紋部分單元進行細化，閥碟螺栓與閥碟的螺紋嚙合處建立接觸對，對螺栓頭部施加軸向約束，固定y方向位移，在對稱軸上施加對稱約束，固定x方向位移，計算時按照閥門關閉時閥碟所受蒸汽壓力使得閥門開啟瞬間閥碟螺栓承受35 kN 軸向拉力，計算結(jié)果如圖3 所 示。

圖3 閥碟螺栓螺紋應力Fig.3 Valve disc bolt thread stress diagram

從圖3 可知，螺紋的內(nèi)角部分在靜應力下存在應力集中，最大應力307 MPa 出現(xiàn)在最上部的螺紋內(nèi)，螺紋除內(nèi)角部分以外應力值基本在100 MPa 以下。在實際振動中，如果螺紋部分沒有松動現(xiàn)象，則假設出現(xiàn)強度不足的情況，應該是在內(nèi)角處因應力集中出現(xiàn)裂紋并最終擴散直至斷裂，此結(jié)果與實際的故障情況一致。

從以上分析可以得出以下結(jié)論：

（1）螺紋連接機構必然存在間隙，在閥碟振動的情況下，間隙呈增大趨勢并使振動進一步加劇。

（2）原有結(jié)構閥碟螺栓的頭部擰到閥碟螺栓孔的底部與螺栓孔底部端面頂死即為擰緊，實際上緊力由下而上呈下降趨勢，即上部分的螺紋因螺紋間隙實際上存在一定量松動的可能，振動時這部分松動的部分螺栓與閥碟存在相對位移。

（3）振動時，閥碟螺栓頂部與襯套接觸，并由于蒸汽作用力閥碟螺栓被壓緊在襯套上，閥碟螺栓下部螺紋處是自由端，振動幅度最大，這樣更易加劇振動帶來的后果。振動的過程中，螺栓受到橫梁或襯套的約束而限制了振動范圍，但同時帶來了閥碟與螺栓之間的相對沖擊。

（4）閥碟螺栓的六角頭螺母露在橫梁外部，蒸汽對六角頭的沖擊將使閥碟有轉(zhuǎn)動的趨勢，閥碟上的擰緊用工裝孔在汽流的沖擊下也會產(chǎn)生旋轉(zhuǎn)的趨勢，這將對振動帶來更加復雜的結(jié)果。

3 調(diào)節(jié)汽閥閥碟結(jié)構優(yōu)化

根據(jù)以上理論分析與仿真得出的結(jié)論，對原結(jié)構做出以下優(yōu)化：

（1）將閥碟的結(jié)構改成螺桿部分與閥碟一體，頂部加裝閥碟螺帽，用螺帽與襯套之間距離控制閥碟行程。

（2）為降低閥碟的整體應力水平，將閥碟螺栓的最小截面直徑由φ28 mm 加大到φ33 mm，螺紋由M33 加大到M36。螺桿部分的宏觀應力極限值僅為40 MPa，作為整體結(jié)構強度足夠滿足。

（3）閥碟上取消了徑向的擰緊用工裝孔改為頂部加工工裝孔，閥碟螺栓取消六角頭結(jié)構且采用了在任何工況下都沉降在橫梁內(nèi)的結(jié)構，因此避免受到汽流力產(chǎn)生更復雜的轉(zhuǎn)動與振動。新結(jié)構見圖4。

圖4 新結(jié)構簡圖Fig.4 New structure diagram

新結(jié)構閥碟螺帽與閥碟螺紋的擰緊是由圖4 中所示接觸面頂住來實現(xiàn)，因此靠近接觸面的螺紋部分由充分的緊力來避免螺紋松動，從而避免相對位移帶來的沖擊，并且閥碟螺帽與閥碟的配合處位于整個閥碟的相對固定端，該處振動應是整個閥碟上最小 處。

新結(jié)構調(diào)節(jié)汽閥閥碟有限元分析結(jié)果如圖5 所示，其危險截面應力水平完全處于安全范圍內(nèi)。

圖5 新結(jié)構應力圖Fig.5 New structure stress diagram

4 結(jié)束語

本文通過對原結(jié)構閥碟故障的分析，得出原結(jié)構閥碟確實有強度問題方面的隱患，新結(jié)構閥碟經(jīng)過一系列的結(jié)構優(yōu)化減少了出現(xiàn)問題的幾率，并且放大了安全系數(shù)，在后續(xù)機組得到了廣泛的應用，并取得了良好的效果，徹底解決了此類型閥碟在強度方面的問 題。