某核電汽輪機組調(diào)門閥桿異常振動原因分析

秦貫洲，袁文文，荀蔚，竇建業(yè)，方小峰，王琇峰，殷東升

1.江蘇核電有限公司 江蘇連云港 222042

2.西安交通大學(xué)機械工程學(xué)院 陜西西安 710038

3.蘇州微著設(shè)備診斷技術(shù)有限公司 江蘇蘇州 215200

1 序言

高壓調(diào)門是核電汽輪機組的重要部件，其主要功能為通過閥桿控制蒸汽進氣量以適應(yīng)汽輪機運行需要。閥桿作為動力裝備常見的零部件，具有傳遞運動和力等功能。在服役期間，由于閥桿安裝及工況等原因，局部受力較為復(fù)雜，尤其是結(jié)構(gòu)的不連續(xù)位置往往會出現(xiàn)應(yīng)力集中現(xiàn)象，隨著使用時間的增加，會出現(xiàn)無法規(guī)避的疲勞問題[1]，存在斷裂風(fēng)險。而閥桿斷裂失效會造成閥芯脫落，調(diào)門瞬間失去調(diào)節(jié)能力，造成非計劃停機事故，直接威脅生產(chǎn)裝置安全平穩(wěn)運行[2]。因此，有效識別閥桿斷裂誘因，為實現(xiàn)故障溯源和故障治理，對保障核電汽輪機組安全運行具有重要的理論意義及工程價值。

閥桿斷裂問題在工業(yè)現(xiàn)場時有發(fā)生，關(guān)于其誘因的研究吸引了大量學(xué)者及設(shè)計人員的注意。楊添等[3]對流量調(diào)節(jié)閥閥桿斷裂進行故障分析，發(fā)現(xiàn)故障原因為閥桿凹槽直角過渡處應(yīng)力集中，以及閥桿材料的塑性和韌性不足。徐文祥[4]對發(fā)生斷裂失效的高壓主汽閥閥桿進行失效分析，發(fā)現(xiàn)閥桿斷裂的原因是閥桿變截面位置出現(xiàn)應(yīng)力集中且在高溫高應(yīng)力環(huán)境下運行，最終導(dǎo)致該處產(chǎn)生裂紋源并發(fā)生斷裂。張洲全等[5]對某火電廠300MW亞臨界燃煤發(fā)電機組汽輪機高壓汽門閥桿斷裂故障進行了分析，得知裂紋的產(chǎn)生是表面磨削加工時的殘余應(yīng)力所致。王志武等[6]對高壓主汽門閥桿斷裂原因進行分析，發(fā)現(xiàn)其原因為在淬火過程中，組織應(yīng)力和熱應(yīng)力使彈簧內(nèi)孔根部產(chǎn)生應(yīng)力集中，致使形成淬火裂紋，閥桿起閉產(chǎn)生的應(yīng)力使裂紋擴展，最終引起閥桿斷裂。曾立飛等[7]通過測試閥桿系統(tǒng)橫向和軸向的振動，并對閥桿系統(tǒng)進行了模態(tài)分析，發(fā)現(xiàn)閥桿系統(tǒng)的振動是由于閥碟的加載力不足，閥碟敲擊閥桿引起閥桿系統(tǒng)共振所致。MUHAMMAD 等[8]分析某節(jié)流閥閥桿斷裂原因主要為存在局部拉應(yīng)力集中，與加載循環(huán)導(dǎo)致的疲勞裂紋萌生與擴展。廖煜輝[9]對單座調(diào)節(jié)閥閥桿斷裂失效進行分析，發(fā)現(xiàn)閥桿斷裂原因為應(yīng)力集中導(dǎo)致的疲勞失效。綜上可知，閥桿斷裂的誘因不同，斷裂作用機制也不盡相同。

本文針對某核電汽輪機組高壓調(diào)門閥桿斷裂問題展開研究，綜合現(xiàn)場測試數(shù)據(jù)和有限元仿真分析，確定了熱態(tài)間隙不合理誘發(fā)的閥桿斷裂作用機理，為后續(xù)調(diào)門安全運行提供技術(shù)支持，并為同類型閥桿斷裂問題提供借鑒，從而避免類似問題再次發(fā)生。

2 問題描述

某核電站汽輪機組于2015年5月投入運行，至2MAA14AA240閥桿斷裂時累計運行約29165h，起停15次。2019年2月3日解體檢查發(fā)現(xiàn)，2號機組2MAA14AA240高壓調(diào)門閥桿斷裂，造成較大的經(jīng)濟損失。2號機組2MAA14AA240的4號閥桿斷裂，球頭與閥桿安裝如圖1所示，斷裂位置的宏觀形貌如圖2所示。

圖1 球頭與閥桿安裝

圖2 高壓調(diào)門閥桿斷口形貌

對閥桿開裂的特征進行分析，根據(jù)斷面特征及應(yīng)力計算結(jié)果，判斷閥桿的斷口性質(zhì)為交變應(yīng)力作用下的高周疲勞斷裂，具體的斷裂機理尚不明確，需進行進一步分析。

3 原因分析

為明晰閥桿斷裂與振動的關(guān)系，對正常及異常閥桿的振動烈度進行對比，如圖3所示。

圖3 正常閥桿與異常閥桿振動烈度

從圖3可看出，斷裂閥桿的振動烈度明顯高于正常閥桿，表明閥桿斷裂與振動幅值過大有關(guān)，即閥桿斷裂的主要原因為振動導(dǎo)致的高周疲勞。

為明確振動原因，對調(diào)門安裝間隙與振動情況之間的關(guān)系進行對比分析。其中，對閥桿振動影響較大的動靜配合間隙，有球頭與上半聯(lián)軸器的安裝間隙（見圖4A部位）、軸套與閥桿的安裝間隙（見圖4B部位）和活塞環(huán)與閥體的安裝間隙（見圖4C部位）等進行分析。

圖4 關(guān)鍵配合部位示意

球頭與上球頭座存在一定的熱膨脹間隙，并通過墊片進行機械調(diào)整處理。根據(jù)設(shè)計要求，當(dāng)調(diào)門滿負荷運行時，球頭受熱膨脹與上球頭座緊貼在一起；當(dāng)球體與上球頭座在熱態(tài)下存在間隙時可能會使球頭與球頭座內(nèi)壁垂直方向發(fā)生來回撞擊。

閥桿與軸套存在相對運動，當(dāng)蒸汽激勵較大時，軸套與閥桿的安裝間隙不合理會使閥桿左右擺動。

閥體上安裝有3道活塞環(huán)，閥體和活塞環(huán)一起在導(dǎo)軌上運動，在蒸汽激勵力作用下，如活塞環(huán)安裝間隙偏大，在蒸汽激勵力作用下閥體可能產(chǎn)生擺動。

調(diào)門安裝間隙和振動情況的關(guān)系對比見表1。從表1可發(fā)現(xiàn)，3號閥桿在恢復(fù)原設(shè)計，即活塞環(huán)和閥桿處安裝間隙符合標(biāo)準(zhǔn)安裝間隙時，振動烈度變?。?號閥桿在斷裂后，將球頭和球頭座焊死后，閥桿的振動烈度變小，恢復(fù)正常。由此可推測，閥桿斷裂的主要原因是球頭和球頭座的熱態(tài)間隙過大導(dǎo)致的高頻振動。

表1 閥桿安裝間隙和振動情況對比

4 熱態(tài)間隙有限元仿真

為分析調(diào)門在實際工況下的安裝間隙，需要對熱態(tài)下調(diào)門重點位置處的熱膨脹量進行仿真計算。分別對活塞環(huán)與閥體、軸套與閥桿，以及球頭與上球頭座的安裝間隙進行仿真，分析其滿負荷運行工況下相對于冷態(tài)時的熱膨脹量。

對高壓調(diào)門進行三維建模，并將建好的三維模型導(dǎo)入ANSYS WORKBENCH穩(wěn)態(tài)熱分析模塊，通過穩(wěn)態(tài)熱分析分別得到滿負荷工況下的局部溫度，并將溫度結(jié)果導(dǎo)入結(jié)構(gòu)分析模塊進行熱膨脹量計算。設(shè)置3處的冷態(tài)安裝間隙均大于標(biāo)準(zhǔn)安裝間隙，以計算結(jié)構(gòu)熱膨脹量并避免干涉。仿真邊界條件考慮與蒸汽直接接觸的表面為蒸汽溫度，傳熱條件設(shè)置各部件的對流換熱系數(shù)，以得到符合工況的溫度結(jié)果。在結(jié)構(gòu)分析模塊中得到熱膨脹量，實際裝配間隙計算公式為

式中Y——實際裝配間隙（mm）；

X——冷態(tài)裝配間隙（mm）；

δ——熱膨脹量（mm）。

溫度邊界條件相關(guān)參數(shù)設(shè)置：與蒸汽直接接觸的表面為蒸汽溫度，即277℃；設(shè)置球頭和閥桿的對流換熱系數(shù)為400W/（m2·℃），調(diào)門外表面?zhèn)鳠嵯禂?shù)為10W/（m2·℃），其他材料由于導(dǎo)熱系數(shù)相差不大，為方便計算，統(tǒng)一取20W/（m2·℃）。高壓調(diào)門邊界條件和計算得到的溫度場仿真結(jié)果如圖5所示，其中球頭在熱態(tài)下的溫度為205.53℃。

圖5 溫度場仿真設(shè)置及結(jié)果

4.1 活塞環(huán)與閥體的熱膨脹量仿真

以襯套內(nèi)表面為參考點，如圖6a所示，對活塞環(huán)和閥體的熱膨脹量進行仿真計算，結(jié)果如圖6b所示。

圖6 活塞環(huán)與閥體的仿真

活塞環(huán)和閥體的熱膨脹量見表2。

表2 活塞環(huán)與閥體的熱膨脹量 （mm）

由表2可知，高壓調(diào)門活塞環(huán)從第一道至第三道活塞環(huán)與閥體的熱膨脹量總和分別為0.150mm、0.146mm、0.150mm，均小于該處標(biāo)準(zhǔn)安裝間隙（0.15～0.225mm），即設(shè)計活塞環(huán)和閥體在滿負荷工況下為間隙配合。結(jié)合4號閥桿第二階段的冷態(tài)間隙為0.55mm，計算得到活塞環(huán)與閥體處存在0.400～0.404mm的熱態(tài)安裝間隙。

4.2 軸套與閥桿的熱膨脹量仿真

以銷釘外表面為參考點，如圖7a所示，對高壓調(diào)門軸套與閥桿熱膨脹量進行仿真計算，結(jié)果如圖7b所示。

圖7 軸套與閥桿的仿真

根據(jù)閥桿和軸套徑向的熱膨脹量，計算得到閥桿和軸套的直徑間距為（0.067＋0.067）×2＝0.268m m，小于該處標(biāo)準(zhǔn)安裝間隙（0.39～0.41mm），即閥桿和軸套在滿負荷工況下為間隙配合。結(jié)合4號閥桿第二階段的冷態(tài)間隙為0.58～0.60m m，計算得到閥桿與軸套處存在0.312～0.332mm的熱態(tài)安裝間隙。

4.3 球頭與上球頭座的熱膨脹量仿真

添加重力，設(shè)置球頭和下球頭座為摩擦接觸，球頭和上球頭座無接觸，上下球頭座為綁定（bond）接觸，以上球頭座兩端的沉頭孔為參考點，在上下球頭座的螺栓孔位置施加螺栓拉力為269N，如圖8a所示，對高壓調(diào)門球頭與球頭座熱膨脹量進行仿真計算，結(jié)果如圖8b所示。

圖8 球頭與上半聯(lián)軸器的仿真

由于重力作用，球頭和下球頭座始終為摩擦接觸狀態(tài)，在冷態(tài)時安裝間隙為1.18mm時得到球頭和上球頭座的軸向熱膨脹量分別為0.471mm、－0.145m m，則高壓調(diào)門球頭和上球頭座總的軸向熱膨脹量為0.471－（－0.145）＝0.616mm，大于該處標(biāo)準(zhǔn)安裝間隙（0.15～0.225mm）。4號閥桿與球頭恢復(fù)原設(shè)計時，球頭和上球頭座的安裝間隙為0.8mm，計算得熱態(tài)安裝間隙為0.8－0.616＝0.184mm。結(jié)果表明，按廠家提供的冷態(tài)安裝間隙裝配后，熱態(tài)工況下球頭與上球頭座為過盈配合，而球頭和上球頭座在滿負荷工況下存在間隙，該問題可能導(dǎo)致球頭與上下球頭座在蒸氣壓力的作用下產(chǎn)生高頻振動及疲勞源，并造成閥桿斷裂。

5 總結(jié)與討論

根據(jù)以上分析，將3個部位有限元仿真計算得到的實際熱態(tài)安裝間隙與標(biāo)準(zhǔn)安裝間隙進行比較，見表3?；钊h(huán)與閥體、閥桿與軸套均為間隙配合；理論上球頭和上球頭座為過盈配合，實際是間隙配合，導(dǎo)致球頭與上下球頭座在蒸氣壓力的作用下產(chǎn)生高頻振動及疲勞源，并造成閥桿斷裂。

表3 熱態(tài)安裝間隙與配合關(guān)系 （mm）

根據(jù)閥桿斷裂產(chǎn)生原因分析，提出以下具體改進方案。

1）閥桿和球頭處應(yīng)恢復(fù)原設(shè)計，去除定位焊，以防止產(chǎn)生應(yīng)力集中現(xiàn)象。

2）調(diào)整球頭處冷態(tài)安裝間隙，使球頭與球頭座在熱態(tài)下過盈配合，抑制閥桿振動。根據(jù)調(diào)門溫度場仿真結(jié)果，合理的間隙布置應(yīng)為球頭處在熱態(tài)時無間隙，活塞環(huán)與閥桿處在熱態(tài)時留有適當(dāng)?shù)拈g隙，以保證往復(fù)運動的正常進行。建議按照設(shè)備制造廠家的冷態(tài)安裝間隙標(biāo)準(zhǔn)進行裝配控制。

3）如不具備調(diào)整閥桿與軸間隙、活塞環(huán)與閥體間隙窗口，可先調(diào)整球頭與球頭座間隙進行驗證。

6 結(jié)束語

通過振動測試數(shù)據(jù)分析，結(jié)合有限元溫度場仿真與熱膨脹量的計算，對高壓調(diào)門閥桿斷裂問題進行分析，得出閥桿異常振動及斷裂的原因為閥桿與球頭座處熱態(tài)間隙的不合理，并提出后續(xù)改進方案。