給水泵汽輪機(jī)高壓調(diào)節(jié)電液伺服閥緊固螺栓斷裂分析

劉 明， 王征軍， 吳 剛， 解 鑫

(1. 華電電力科學(xué)研究院有限公司，杭州 310030； 2. 湖北華電襄陽發(fā)電有限公司，湖北襄陽 441000)

電液伺服閥是將電信號轉(zhuǎn)換為液體壓力或流量信號的裝置，其功能是將小功率的電信號輸入轉(zhuǎn)換為大功率的液壓能(流量及壓力)或位移輸出，實現(xiàn)電液信號的轉(zhuǎn)換與放大。電液伺服閥廣泛應(yīng)用于火電廠液壓控制系統(tǒng)的用油系統(tǒng)中，以實現(xiàn)汽輪機(jī)數(shù)字式電液控制系統(tǒng)(DEH)對汽輪機(jī)轉(zhuǎn)速及機(jī)組負(fù)荷的調(diào)節(jié)[1]，其一般通過緊固螺栓緊連接在油路塊上。

在對某1 000 MW超超臨界機(jī)組的現(xiàn)場檢查中發(fā)現(xiàn)多起給水泵汽輪機(jī)高壓調(diào)節(jié)電液伺服閥緊固螺栓斷裂的問題，導(dǎo)致油壓降低甚至造成機(jī)組非正常停機(jī)，產(chǎn)生較大的經(jīng)濟(jì)損失，因此對電液伺服閥緊固螺栓展開斷裂失效分析具有重要的現(xiàn)實意義。

筆者采用理化分析及仿真模擬手段對該機(jī)組給水泵汽輪機(jī)高壓調(diào)節(jié)電液伺服閥緊固螺栓斷裂故障進(jìn)行詳細(xì)分析，以準(zhǔn)確判斷螺栓斷裂原因，避免后續(xù)類似故障的發(fā)生。

1 事故概況

該機(jī)組在投運3.5 a后的運行過程中給水泵汽輪機(jī)高壓調(diào)節(jié)閥調(diào)速油大量噴出，造成油壓降低、油箱液位快速下降，進(jìn)而導(dǎo)致汽輪機(jī)跳閘，后續(xù)檢查顯示事故發(fā)生的原因是給水泵汽輪機(jī)高壓調(diào)節(jié)電液伺服閥緊固螺栓斷裂。該機(jī)組在2 a前的大修過程中對用油系統(tǒng)設(shè)備(含電液伺服閥、油動機(jī)等)全部進(jìn)行解體檢查，發(fā)現(xiàn)所有螺栓宏觀狀態(tài)正常，螺栓無明顯變形且表面無宏觀裂紋，因此并沒有更換螺栓。

該電液伺服閥的主要安裝結(jié)構(gòu)見圖1。電液伺服閥與主油路塊之間加裝了1塊過渡塊，同時采用4根M8型(桿徑為8 mm、長度為80 mm)的標(biāo)準(zhǔn)粗牙螺紋緊固螺栓依次穿過電液伺服閥及過渡塊上的圓孔，并將緊固螺栓旋擰在油路塊上對應(yīng)的螺紋孔中，進(jìn)而將電液伺服閥固定在油路塊上。螺栓的設(shè)計等級為8.8級，其材質(zhì)為碳鋼。在內(nèi)部高壓油的作用下，緊固螺栓主要承受軸向拉力載荷。

圖1 電液伺服閥緊固螺栓安裝及斷裂情況

現(xiàn)場檢查顯示：4根緊固螺栓中，1號、2號、3號螺栓斷裂，且均為第六階螺牙根部所在橫截面斷裂。根據(jù)螺栓長度可知斷裂位置均位于過渡塊與油路塊的接合面附近，這也是螺栓旋合狀態(tài)下受力最大的位置[2]。其中：1號螺栓斷口處未見頸縮，2號、3號螺栓斷口處存在一定的頸縮現(xiàn)象。因此，初步判斷1號螺栓可能因缺陷及疲勞的作用首先斷裂，1號螺栓斷裂后因載荷轉(zhuǎn)移至其他螺栓，導(dǎo)致其他螺栓的載荷增大，進(jìn)而造成2號、3號螺栓依次因過載而瞬間斷裂失效。

2 理化檢驗

2.1 化學(xué)成分及硬度

采用ARL8860型直讀式光譜儀對所有螺栓進(jìn)行化學(xué)成分檢測，取樣位置位于螺栓芯部約1/4半徑處，結(jié)果見表1，其中的標(biāo)準(zhǔn)值參考GB/T 3098.1—2010《緊固件機(jī)械性能 螺栓、螺釘和螺柱》。檢查結(jié)果符合GB/T 3098.1—2010中對8.8級碳鋼螺栓的規(guī)定，螺栓化學(xué)成分正常。

表1 各螺栓化學(xué)成分檢查結(jié)果

采用Wilson 402 MVD型硬度儀對各螺栓截面位置的維式硬度進(jìn)行測試，取樣位置位于螺栓芯部1/2半徑內(nèi)，每根螺栓取5個測點計算其平均值，結(jié)果見表2，螺栓硬度滿足GB/T 3098.1—2010要求。

表2 各螺栓顯微硬度測試結(jié)果

2.2 顯微組織

將螺栓沿中心縱截面剖開，鑲嵌、磨拋后用硝酸酒精溶液(硝酸體積分?jǐn)?shù)為3%)進(jìn)行腐蝕，在DMI5000M型光學(xué)顯微鏡上對其進(jìn)行顯微組織觀察，螺栓芯部區(qū)域顯微組織見圖2。圖2中組織均為典型的回火屈氏體組織，符合8.8級螺栓(淬火并中溫回火處理后)的組織形態(tài)。

圖2 螺栓芯部區(qū)域顯微組織

圖3為1號螺栓斷口附近及斷口相鄰螺牙處的顯微結(jié)構(gòu)。由圖3可以看出：斷口處有大量貫穿性裂紋，斷口相鄰螺牙根部也萌生了一條垂直于螺栓軸向且長度約為500 μm的裂紋，遠(yuǎn)離斷口螺牙的根部則無明顯裂紋，這也與螺栓常規(guī)斷裂位置相符(螺栓承力端咬合螺紋第一階或第二階螺牙根部[3])。此外，螺栓表面未見明顯的脫碳層[4]，裂紋附近也沒有明顯的腐蝕和氧化現(xiàn)象。

圖3 1號螺栓局部顯微組織

2.3 斷口形貌分析

用超聲波酒精清洗螺栓斷口后，在Tescan VEGA3 LMU型掃描電鏡上對斷口不同區(qū)域的形貌進(jìn)行觀察。

1號螺栓斷口形貌見圖4。由圖4可以看出：斷面較粗糙且整體沿螺牙根部斷裂，具有多源特征的裂紋起源于螺栓圓周表面，以螺旋狀的方向向內(nèi)擴(kuò)展，形成棘輪狀斷口；中心區(qū)域較為平整，應(yīng)為最后瞬斷區(qū)；裂紋擴(kuò)展區(qū)呈細(xì)晶狀形態(tài)，并且斷面有微裂紋。以上特征符合扭矩主導(dǎo)作用下的疲勞斷口形態(tài)[5]。

圖4 1號螺栓斷口形貌

2號螺栓斷口形貌見圖5。由圖5可以看出：斷口整體呈瞬間沖擊斷裂斷口形態(tài)，有一定的頸縮及塑性變形現(xiàn)象，表明瞬斷區(qū)存在大量韌窩，韌窩內(nèi)有夾雜物或第二相粒子分布。

圖5 2號螺栓斷口形貌

在其他區(qū)域還發(fā)現(xiàn)一些機(jī)加工缺陷，如在螺牙底部還發(fā)現(xiàn)了折疊制造的機(jī)加工缺陷，螺紋表面的加工缺陷將更容易導(dǎo)致局部應(yīng)力集中，產(chǎn)生裂紋源。

3 螺栓斷裂分析

從上述分析可知，螺栓材質(zhì)、硬度、組織狀態(tài)正常，無明顯的脫碳、腐蝕、氧化現(xiàn)象。1號螺栓斷口呈現(xiàn)扭矩主導(dǎo)作用下的疲勞斷口形態(tài)，因此對螺栓的受力狀態(tài)開展仿真模擬分析。

3.1 油壓作用下的螺栓受力

該電液伺服閥有4個油路孔與主油路塊相連，分別為1個壓力油孔、2個活塞油孔和1個回油孔[6]，作用在電液伺服閥上的油壓全部由4根緊固螺栓承擔(dān)。用油系統(tǒng)的設(shè)計油壓為14.5 MPa、設(shè)計油溫為35 ℃。電液伺服閥在啟動工作過程中，按設(shè)計油壓考慮，作用在電液伺服閥上的反推力為3 416.5 N。按照4根螺栓均勻承載，則每根螺栓在油壓作用下的最大承載為854.1 N。

為研究油壓作用下螺栓的詳細(xì)應(yīng)力分布情況，建立螺栓軸對稱模型進(jìn)行仿真計算[7]，該螺栓采用的是GB/T 192—2003《普通螺紋基本牙型》所規(guī)定的螺紋基本牙型形式，具體為：牙型角α=60°，牙頂削平，牙底采用圓弧角過度，螺距為1.25 mm，牙底圓弧角半徑為0.156 mm。

將螺栓與油路塊間的咬合螺紋設(shè)置為接觸關(guān)系，假定接觸面剛性、無滑移，全部采用四邊形軸對稱單元，單元長度為0.05 mm。螺栓端面施加法向力854.1 N，計算得到油壓載荷作用下的螺栓Mises應(yīng)力分布見圖6。由圖6可以看出：咬合螺紋段第一階螺牙底部存在局部微小區(qū)域的應(yīng)力集中區(qū)(這也與實際斷裂位置一致)，最大應(yīng)力達(dá)到74 MPa，是所在斷面平均應(yīng)力的4倍以上，相鄰螺牙底部應(yīng)力集中度則在2～3倍。

圖6 螺栓Mises應(yīng)力分布云圖

3.2 安裝預(yù)緊力

GB/T 3098.1—2010規(guī)定：8.8級螺栓的屈服強(qiáng)度應(yīng)大于640 MPa，最小保證應(yīng)力也應(yīng)大于580 MPa。顯然，僅在油壓載荷的作用下，螺栓的安全裕量足夠大。但是，為保證油路的密封性，電液伺服閥在安裝時都會進(jìn)行預(yù)緊，預(yù)緊力過大也是導(dǎo)致螺栓斷裂的一個重要因素[8]?，F(xiàn)場安裝時一般采用扭矩扳手進(jìn)行螺栓安裝，同時采用安裝預(yù)緊扭矩。

螺栓彈性區(qū)間內(nèi)的預(yù)緊扭矩公式[9]為：

T=FKd=σASKd

(1)

式中：T為預(yù)緊扭矩，N·mm；F為預(yù)緊力，N；K為扭矩系數(shù)；d為螺栓的公稱直徑，mm；σ為螺栓軸向應(yīng)力，N/mm2；AS為螺栓應(yīng)力截面積，mm2。對于M8型螺栓，d=8 mm、AS=36.6 mm2；對于無特殊潤滑的光桿螺栓，扭矩系數(shù)可取0.2[10]。

預(yù)緊扭矩的水平取決于螺栓軸向應(yīng)力水平。預(yù)緊扭矩小，將影響電液伺服閥的密封性能；預(yù)緊扭矩過大，則會導(dǎo)致螺栓應(yīng)力增大，進(jìn)而容易導(dǎo)致螺栓萌生裂紋并降低螺栓的疲勞壽命[11]。國內(nèi)的機(jī)械設(shè)計手冊一般選取材料強(qiáng)度的50%～70%用于計算預(yù)緊扭矩，根據(jù)此計算得到該M8型的8.8級螺栓的預(yù)緊扭矩為18.7～26.2 N·m。

油壓波動及蒸汽閥門的機(jī)械振動會不可避免地造成緊固螺栓需要承受交變載荷的作用，因此有必要對該螺栓的抗疲勞性能進(jìn)行考慮。文獻(xiàn)[12]給出了8.8級螺栓在疲勞壽命為107次時的應(yīng)力強(qiáng)度為562 MPa，如果以此作為螺栓的工作應(yīng)力極限，扣除油壓作用下的螺栓最大應(yīng)力(74 MPa)，則在安裝預(yù)緊階段，螺栓最大允許應(yīng)力為488 MPa，進(jìn)一步可計算出考慮抗疲勞性能條件下的螺栓預(yù)緊扭矩不應(yīng)超過28.6 N·m。

綜上所述，從螺栓強(qiáng)度的角度考慮，該緊固螺栓的推薦安裝預(yù)緊扭矩為18.7～26.2 N·m，最大預(yù)緊扭矩不應(yīng)超過28.6 N·m。

3.3 斷裂原因

現(xiàn)場了解到該電廠以往檢修過程中，電液伺服閥的螺栓在緊固時未使用扭矩扳手，一般采用普通扳手加尾部套管的方式進(jìn)行強(qiáng)力安裝。因此，可以推斷1號螺栓斷裂的主要原因為：安裝預(yù)緊力過大，預(yù)緊力的增大將導(dǎo)致螺栓軸向拉力提高，同時加工過程中產(chǎn)生的螺紋表面缺陷及螺牙底部結(jié)構(gòu)性應(yīng)力集中區(qū)的存在，使得運行過程中裂紋在咬合螺紋段第一階螺牙底部萌生，并在油壓波動及結(jié)構(gòu)振動產(chǎn)生的交變載荷的影響下，裂紋不斷擴(kuò)展直至螺栓斷裂。在螺栓實際受力中，預(yù)緊力產(chǎn)生的應(yīng)力分量大，螺栓主要受扭矩載荷，因此整個斷口呈棘輪狀形態(tài)。

1號螺栓斷裂后，油壓載荷轉(zhuǎn)移至其他螺栓，在其他螺栓承受較大安裝預(yù)緊力的基礎(chǔ)上，其所承受的靜載荷進(jìn)一步增大，進(jìn)而導(dǎo)致2號、3號螺栓依次發(fā)生瞬間過載斷裂，并且其斷口具有明顯的韌窩分布，呈韌性斷裂特征。

4 結(jié)語

(1) 安裝預(yù)緊力過大是導(dǎo)致給水泵汽輪機(jī)高壓調(diào)節(jié)電液伺服閥緊固螺栓斷裂的主要原因，同時不同工況下的油壓波動也在一定程度上促進(jìn)了斷裂故障的發(fā)生。

(2) 在類似的電液伺服閥安裝過程中，應(yīng)嚴(yán)格使用扭矩扳手進(jìn)行預(yù)緊，在滿足油路密封的條件下合理選用預(yù)緊扭矩，確保預(yù)緊力不超標(biāo)且各緊固螺栓受力均衡。