李想，張雪

（杭州中能汽輪動(dòng)力有限公司，杭州 310018）

汽輪機(jī)的轉(zhuǎn)速和功率都是通過控制機(jī)組的進(jìn)汽量大小來完成的，而機(jī)組進(jìn)汽量的大小是靠調(diào)節(jié)汽閥的開度大小進(jìn)行調(diào)節(jié)，通常調(diào)節(jié)系統(tǒng)執(zhí)行機(jī)構(gòu)接受控制信號(hào)并把這個(gè)信號(hào)轉(zhuǎn)換為相應(yīng)的動(dòng)作行程，用這一行程的大小來控制汽輪機(jī)調(diào)節(jié)汽閥的開度來完成對(duì)機(jī)組進(jìn)汽量大小的調(diào)節(jié)，最終實(shí)現(xiàn)汽輪機(jī)轉(zhuǎn)速及功率的控制。汽輪機(jī)調(diào)節(jié)汽閥作為汽輪機(jī)調(diào)節(jié)部分的重要零部件，是汽輪機(jī)穩(wěn)定、安全運(yùn)行的重要保證，更是保證汽輪機(jī)調(diào)節(jié)精度的重要部套，因此調(diào)節(jié)汽閥部分設(shè)計(jì)的合理性對(duì)整個(gè)汽輪機(jī)至關(guān)重要。提板式調(diào)節(jié)閥因其結(jié)構(gòu)簡單、調(diào)節(jié)方式靈活在小功率汽輪機(jī)中得到廣泛的應(yīng)用，從實(shí)際運(yùn)行狀況看此類調(diào)閥結(jié)構(gòu)在用于某些機(jī)組時(shí)確實(shí)出現(xiàn)了一系列強(qiáng)度方面的問題，為此國內(nèi)汽輪機(jī)制造商和設(shè)備運(yùn)維人員都進(jìn)行了研究，金長生[1]等人通過對(duì)寧夏石化汽輪機(jī)閥碟故障的分析，認(rèn)為交變應(yīng)力導(dǎo)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(yīng)力水平，亓東民[2]等人通過更換閥碟螺栓材料的方式進(jìn)行了設(shè)備改造，本文對(duì)閥碟出現(xiàn)的強(qiáng)度問題進(jìn)行了深入研究并最終提出了新的優(yōu)化設(shè)計(jì)結(jié)構(gòu)，通過ANSYS 軟件三維仿真的方法對(duì)新結(jié)構(gòu)進(jìn)行了應(yīng)力水平驗(yàn)證，并將新結(jié)構(gòu)應(yīng)用于同類機(jī)組中，事實(shí)證明新結(jié)構(gòu)能夠徹底解決原結(jié)構(gòu)中的強(qiáng)度問題。

1 調(diào)節(jié)汽閥簡介

提板式調(diào)節(jié)閥結(jié)構(gòu)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(jìn)汽室底部。根據(jù)機(jī)組汽缸結(jié)構(gòu)和不同的工況要求，一臺(tái)汽輪機(jī)可配置若干只如圖1 所示的閥，正常運(yùn)行時(shí)其中一只閥用作調(diào)節(jié)，其余閥處于全開或全關(guān)位置。

圖1 調(diào)節(jié)汽閥結(jié)構(gòu)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(jī)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(yīng)用在某些高溫高壓機(jī)組的高壓段調(diào)門上，該結(jié)構(gòu)調(diào)閥閥碟出現(xiàn)了一系列的強(qiáng)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(dǎo)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(duì)閥碟螺栓的應(yīng)力進(jìn)行宏觀上的分析，則應(yīng)力的極限值在50 MPa 的數(shù)量級(jí)以內(nèi)，在汽輪機(jī)的運(yùn)行溫度下，閥碟螺栓、閥碟的材料許用應(yīng)力為300 MPa，因此認(rèn)為靜強(qiáng)度都遠(yuǎn)遠(yuǎn)滿足機(jī)組的運(yùn)行要求。

因以上描述的故障問題客觀上確實(shí)存在，部分故障問題重復(fù)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(diǎn)：

（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(shí)際1 閥開啟時(shí)，閥碟螺栓所受應(yīng)力最大，故此亦可排除靜強(qiáng)度帶來的問題。實(shí)際運(yùn)行中，前3 閥處于全開狀態(tài)，運(yùn)行工況相對(duì)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(dòng)，蒸汽干擾力造成的振動(dòng)及交變載荷導(dǎo)致閥碟螺栓及閥碟配合處螺紋松動(dòng)——振動(dòng)加劇——螺紋進(jìn)一步松動(dòng)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(dòng)，導(dǎo)致閥碟旋轉(zhuǎn)和振動(dòng)加劇。

（2）某些機(jī)組運(yùn)行過程中，負(fù)荷變動(dòng)較大，處于調(diào)節(jié)范圍內(nèi)的閥碟頻繁開啟、關(guān)閉，在交變負(fù)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(dòng)導(dǎo)致顯微裂紋不斷擴(kuò)展，最終引起閥碟螺栓斷 裂。

為更準(zhǔn)確地分析故障的原因，對(duì)原結(jié)構(gòu)的閥碟螺栓利用ANSYS 軟件進(jìn)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(yīng)力分析：閥碟螺栓材質(zhì)為21Cr12MoV，抗拉強(qiáng)度為750 MPa，工作溫度下材料屈服強(qiáng)度為600 MPa，彈性模量為1.67×105MPa，螺紋長度為40 mm，螺栓實(shí)際工作中承受載荷為軸向拉伸載荷，呈對(duì)稱分布，采用平面8 節(jié)點(diǎn)四邊形等參軸對(duì)稱單元對(duì)有限元模型進(jìn)行單元?jiǎng)澐郑瑢?duì)螺紋部分單元進(jìn)行細(xì)化，閥碟螺栓與閥碟的螺紋嚙合處建立接觸對(duì)，對(duì)螺栓頭部施加軸向約束，固定y方向位移，在對(duì)稱軸上施加對(duì)稱約束，固定x方向位移，計(jì)算時(shí)按照閥門關(guān)閉時(shí)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(jì)算結(jié)果如圖3 所 示。

圖3 閥碟螺栓螺紋應(yīng)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(yīng)力下存在應(yīng)力集中，最大應(yīng)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(yīng)力值基本在100 MPa 以下。在實(shí)際振動(dòng)中，如果螺紋部分沒有松動(dòng)現(xiàn)象，則假設(shè)出現(xiàn)強(qiáng)度不足的情況，應(yīng)該是在內(nèi)角處因應(yīng)力集中出現(xiàn)裂紋并最終擴(kuò)散直至斷裂，此結(jié)果與實(shí)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(jī)構(gòu)必然存在間隙，在閥碟振動(dòng)的情況下，間隙呈增大趨勢并使振動(dòng)進(jìn)一步加劇。

（2）原有結(jié)構(gòu)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(shí)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(shí)際上存在一定量松動(dòng)的可能，振動(dòng)時(shí)這部分松動(dòng)的部分螺栓與閥碟存在相對(duì)位移。

（3）振動(dòng)時(shí)，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(dòng)幅度最大，這樣更易加劇振動(dòng)帶來的后果。振動(dòng)的過程中，螺栓受到橫梁或襯套的約束而限制了振動(dòng)范圍，但同時(shí)帶來了閥碟與螺栓之間的相對(duì)沖擊。

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

3 調(diào)節(jié)汽閥閥碟結(jié)構(gòu)優(yōu)化

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

（1）將閥碟的結(jié)構(gòu)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(yīng)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(yīng)力極限值僅為40 MPa，作為整體結(jié)構(gòu)強(qiáng)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(gòu)且采用了在任何工況下都沉降在橫梁內(nèi)的結(jié)構(gòu)，因此避免受到汽流力產(chǎn)生更復(fù)雜的轉(zhuǎn)動(dòng)與振動(dòng)。新結(jié)構(gòu)見圖4。

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

新結(jié)構(gòu)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(shí)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(dòng)，從而避免相對(duì)位移帶來的沖擊，并且閥碟螺帽與閥碟的配合處位于整個(gè)閥碟的相對(duì)固定端，該處振動(dòng)應(yīng)是整個(gè)閥碟上最小 處。

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

圖5 新結(jié)構(gòu)應(yīng)力圖Fig.5 New structure stress diagram

4 結(jié)束語

本文通過對(duì)原結(jié)構(gòu)閥碟故障的分析，得出原結(jié)構(gòu)閥碟確實(shí)有強(qiáng)度問題方面的隱患，新結(jié)構(gòu)閥碟經(jīng)過一系列的結(jié)構(gòu)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(jī)組得到了廣泛的應(yīng)用，并取得了良好的效果，徹底解決了此類型閥碟在強(qiáng)度方面的問 題。