韓方亮，孫 軼，胡少文

（長動集團 武漢汽輪發(fā)電機有限公司汽輪機研究所，武漢 430074）

汽輪機主汽閥是主蒸汽進入汽輪機的總閥門，對保證汽輪機啟停和運行起關鍵作用，其通常為一個二位閥，即只有全開和全關兩種狀態(tài)。在危急情況下，主汽閥要能在極短的時間內快速關閉，切斷汽源，使機組迅速停機，以防止機組超速過大，從而避免事故發(fā)生。

從汽輪機的安全角度來說，主汽閥的關閉速度越快越好，這樣可以最大限度避免汽輪機發(fā)生超速，但閥門關閉速度過快，閥碟和閥座之間會發(fā)生猛烈的碰撞，嚴重時將導致閥碟和閥座碎裂，甚至會發(fā)生汽輪機飛車事故。因此，設定合適的關閉速度，詳細校核閥門關閉時的沖擊強度，是設計中必須考慮的關鍵問題。

主汽閥關閉時，運動件以一定的速度撞向閥座，同時受到主汽閥操縱座彈簧力、蒸汽壓力等多種外力的作用，因此，我們不能簡單地按照靜力學的方法計算所承受的力，而應該依據沖擊載荷理論進行校核。我們知道，傳統(tǒng)的理論計算方法基于多種假設和經驗公式，有一定的局限性。隨著有限元技術的不斷發(fā)展和完善，尤其是瞬態(tài)動力學仿真技術的成熟，對于這種短時沖擊載荷的計算已經很方便。本文采用有限元瞬態(tài)動力學方法，對一種側向布置的主汽閥進行了仿真計算，能為設計人員提供設計指導。

1 部套結構和分析模型

圖1為武漢汽輪發(fā)電機有限公司某型側向布置的主汽閥和主汽閥的操縱座裝配總圖，該主汽閥布置在汽缸左側，直接與汽缸蒸汽室連接，操縱座布置在主汽閥下部。

圖1 部套結構簡圖（旋轉后）

模型圓周對稱，只取1／8進行仿真分析。彈簧采取剛度等效的原則進行簡化，預壓長度與設計值一致。網格劃分局部視圖如圖2所示，在接觸碰撞區(qū)域加密了網格。為方便后文描述，部件2、3、5、6、7、9合稱為運動件。仿真的開始點為下文所述t1時刻，即閥門處于碰撞初始點，以速度V1撞向閥座。這樣做是為了減少計算量和時間，當然，也可從閥門全開狀態(tài)的t0時刻開始計算，但這個過程只是簡單的剛體加速過程，計算時間長，沒有必要。

圖2 1／8有限元模型及網格（旋轉后）

2 理論分析

2.1 主汽閥關閉速度的討論

t0時刻，閥門處于全開狀態(tài)，油動機提升力處于開始減小的初始點。閥門運動件在向下拉的彈簧力T0、重力G、逐漸減小的油動機提升力的綜合作用下開始向下變加速運動，其中彈簧力和油動機提升力都是時間的函數。t1時刻，閥碟關閉的瞬間，閥門運動件以速度V1與閥座發(fā)生碰撞。t1時刻后，碰撞沖擊波在構建中震蕩，并衰減直到穩(wěn)定，這個時間極短。通過油動機設計特性我們知道，在閥門碰撞前，油動機會給閥門運動件一個緩沖力，使實際閥門關閉時間和速度發(fā)生了偏移，如圖3所示。通過主汽閥操縱座和油動機的設計參數，可以估算閥門關閉tc≈0.2s，t1≈0.35s。

圖3 閥關閉時間和速度關系圖

文獻［1］提出閥門關閉時速度的近似計算公式：

其中：H為閥碟開啟行程100mm；t取值范圍為0.2～0.35s。

綜上所述，閥門運動件關閉時具有的碰撞速度V1＝0.286～0.5m／s。本文取最大碰撞速度0.5m／s進行仿真計算，作為設計校核依據。

2.2 t1時刻閥門的受力分析

從以上分析可知，t1時刻，閥門運動件以速度V1與閥座發(fā)生碰撞，同時承受彈簧力T1、運動件重力G，由于此時閥門處于關閉狀態(tài)，主汽閥上下腔室不連通，閥碟和預啟閥還承受上部主蒸汽壓力P，其中：

式中：K為彈簧剛度；L為預壓長度。

2.3 瞬態(tài)動力學分析基礎

動力學通用運動方程［2］為：

式中：［M］為質量矩陣；［C］為阻尼矩陣；［K］為剛度矩陣。

對于瞬態(tài)動力學分析，方程保持上述形式。阻尼是動力學分析的一大特點，也是一個易于引起困惑的地方，它只影響動力響應的衰減，而本文關心的是響應的極值，所以在分析時忽略了阻尼，則運動學方程簡化為：

求解瞬態(tài)動力學方程有兩種方法：模態(tài)疊加法和直接積分法。模態(tài)疊加法計算過程是：確定結構的固有頻率，乘以正則化坐標，然后加起來計算位節(jié)點的位移解，這適用于振型n1≤n的情況。直接積分法直接用來求解運動方程，適合有效振型較多的情況，占用很大的計算資源。瞬態(tài)分析運動方程保持為時間的函數，可以通過顯式或隱式方法進行求解，除了Δt要求很小的情況，隱式積分法對于大多數問題都是有效的。綜合考慮求解精度和效率，本文選取隱式求解器模態(tài)疊加法進行求解。

2.4 接觸形式討論

預啟閥與閥碟，閥碟與閥座碰撞不能簡單地處理成線性的無摩擦接觸。在構件高速碰撞的過程中，接觸面不僅存在法向力的傳遞，還存在切向的單元滑移和變形，所以采用摩擦接觸條件更接近實際情況。摩擦接觸是一個多次迭代，允許法向分離和切向滑移的復雜狀態(tài)變化非線性過程，系統(tǒng)的剛度依賴于接觸狀態(tài)。實際接觸體是互相不穿透的，因此必須加一個強制接觸協調法則，防止互相穿透。常用的接觸協調方法有Pure Penalty法和Augmented Lagrange法，這兩種方法都基于罰函數方程［2］：

由上式得出，接觸力一定時，接觸剛度越大，穿透量越小，計算依賴接觸剛度的取值。而Augmented Lagrange法增加了額外因子λ，方程變?yōu)椋?/p>

由于λ因子的加入，對于罰剛度的值變得不敏感，增加了求解的穩(wěn)定性和收斂性。依據文獻［3］選取摩擦系數0.13，強制接觸協調法則采用Augmented Lagrange法，接觸剛度隨迭代次數更新。

3 計算結果和分析

3.1 計算結果

閥門關閉時的碰撞過程極短，計算初始條件取V1＝0.5m／s，時間歷程2ms。由于計算過程沒有考慮阻尼和能量的潰散，結果呈現一個正弦分布狀態(tài)，分析只截取一個周期。

如圖4 所示，閥門在關閉過程中，閥碟與閥座、預啟閥與閥碟的最大應力都發(fā)生在碰撞接觸面，其它區(qū)域應力很小。圖5、圖6、圖7反映了在0.5ms內閥座、閥碟、預啟閥接觸面應力隨時間的變化趨勢。圖8反映了碰撞過程中彈簧的長度變化。

圖4 應力分布圖

圖5 閥座接觸面應力分布

圖6 閥碟接觸面應力分布

圖7 預啟閥接觸面應力分布

圖8 2ms時間內彈簧變形量

3.2 結果分析

圖5、圖6顯示，在0.19ms時，閥座接觸面應力為467.72 MPa，對應的閥碟接觸面應力為499.69MPa，達到最大值。圖6和圖7顯示，閥碟和預啟閥接觸面的應力分布比閥碟與閥座應力分布滯后，因為預啟閥和閥碟都是運動件，只有當閥碟與閥座發(fā)生碰撞限位后，預啟閥和閥碟才會發(fā)生相對運動并碰撞，這個過程會滯后。在0.25ms時，預啟閥接觸面應力為304.19MPa，對應的閥碟接觸面應力為306.13MPa，達到最大值。應力最大時刻即碰撞速度由V1減小到零、動能轉變成構件的變形能的時刻。此后，反彈發(fā)生，沖擊波在構件內部傳遞和震蕩，應力分布呈現一個正弦分布。

圖8反映了2ms內彈簧的伸長量，彈簧變形為零即彈簧為預壓長度，此時閥門完全呈關閉狀態(tài)。從圖中可以看出，在碰撞反彈過程中，彈簧伸長量呈正弦分布，始終為正值，即閥門始終是關閉狀態(tài)，不會因關閉不嚴而漏汽。

設計時，閥門發(fā)生碰撞的區(qū)域會焊接司太立合金以增加強度，其σ0.2＝515MPa。表1 顯示，閥碟與閥座碰撞接觸面安全系數偏小，需要對設計進行優(yōu)化，減小閥碟關閉時的應力。

表1 接觸面強度校核表

4 優(yōu)化設計

4.1 優(yōu)化方案

通過理論分析，閥門關閉時，閥碟與閥座接觸面應力值偏大是因為運動件動能都被閥碟和閥座吸收［4］，針對這種情況，可以在閥碟上開一個彈性卸載槽來分擔部分沖擊能量。優(yōu)化方案見圖9。

圖9 閥碟優(yōu)化方案

4.2 計算結果和討論

其它邊界條件不變，對閥碟優(yōu)化設計后的模型進行計算，結果如圖10、圖11所示。在閥碟上增加卸載槽后，閥座接觸面最大應力由467.72 MPa減小到429MPa，對應閥碟接觸面最大應力由499.69MPa減小到461.84MPa。在整個沖擊能量轉化成構建變形能的過程中，閥座和閥碟的應力均不同程度減小，證明設計上采用增加卸載槽的方案是有明顯效果的。

圖10 閥座接觸面應力分布

圖11 閥碟接觸面應力分布

5 結論

本文將瞬態(tài)動力學方法應用到汽輪機主汽閥關閉強度研究中，對瞬態(tài)動力學分析的幾個主要問題進行了討論，提出了關鍵步驟的選擇方案，可供業(yè)內相關人員參考和借鑒。本文針對一個實際產品進行了強度分析，發(fā)現原有設計方案的閥碟和閥座接觸區(qū)域的安全系數偏小。依據分析結果，本文提出了一種結構優(yōu)化方案，用來指導設計工作。

閥門關閉動強度的研究將是閥門設計的一個重要研究方向。希望本文能為瞬態(tài)動力學研究方法在閥門優(yōu)化設計中的工程應用起到積極的推進作用。

［1］丁有宇.汽輪機強度計算［M］.北京：水利電力出版社，1985.

［2］蒲廣益.ANSYS Workbench 12基礎教程與實例詳解［M］.北京：水利水電出版社，2010.

［3］姜求志，王金瑞.火力發(fā)電廠金屬材料手冊［M］.北京：中國電力出版社，2001：720－847.

［4］蔣浦寧.汽輪機主汽閥關閉動強度分析和研究［J］.熱力透平，2008，37（4）：243－248.