黃坤昌,季先超,居國騰

(浙江浙能紹興濱海熱電有限責任公司，浙江 紹興 312073)

0 引言

汽輪機主汽門可快速切斷汽源，是發(fā)電機組重要保護機制之一[1]。同時，作為蒸汽進入汽輪機做工的第一道閥門；主汽門在啟動過程中又起到調節(jié)進汽流量進而控制轉速[2]。由于機組在啟動之初整個汽輪機處于較低溫度(相對于運行狀態(tài))，啟動時初蒸汽參數(shù)變化較大，將對主蒸汽門產生較大沖擊；尤其采用主蒸汽門調節(jié)沖轉，調節(jié)汽閥未開時，易造成閥門結構損傷[3-4]。以往的許多主汽門故障案例的研究也證明了此問題[5-7]。但此類主汽門故障多為螺栓斷裂、閥門卡澀等，很少出現(xiàn)主汽門閥桿斷裂問題。

實際上，閥桿斷裂故障多發(fā)生在機組高調門部位，如高調門頻繁動作造成閥桿應力疲勞發(fā)生斷裂[8]。然而，主汽門與高調門的工作環(huán)境并不完全相同，主汽門一般不參與負荷調節(jié)，一般不會出現(xiàn)應力疲勞損壞問題，更多的門桿斷裂故障源自加工制造缺陷[9]。文獻[10]從材料角度分析了主汽門門桿斷裂的原因，并給出了針對性的閥桿加工方法。文獻[11]利用金相分析等方法對斷口處進行研究，指出閥桿材質使用不合理以及冶金質量不達標等最終導致了閥桿斷裂。文獻[12]指出了一種由于閥門設計缺陷，當出現(xiàn)閥碟卡澀問題時閥桿發(fā)生斷裂的現(xiàn)象。此類加工設計故障較為隱蔽，在經受長期的疲勞荷載后才會發(fā)生。然而，過大的沖擊荷載也會導致閥桿損傷問題。

本文以某機組主汽門閥桿故障實例為研究背景，利用試驗方法逐步確認故障源，并進一步通過理論計算確認了造成閥桿損傷的主要原因為主汽門限位機構失效造成閥桿承受了過大的沖擊荷載。最后給出了相應的優(yōu)化措施，對避免主汽門閥桿損傷問題具有一定的借鑒意義。

1 事件概況及分析

1.1 事件概況

一臺300 MW亞臨界燃煤機組閥門布置如圖1所示。該機組于2020年9月30日停機，10月4日啟動發(fā)電。次日在加負荷過程中，發(fā)現(xiàn)當主汽壓16 MPa時，燃料量為68 t/h，汽機閥控指令91%(單閥)，#1機負荷150 MW。煤量、閥位指令與負荷不匹配，主汽壓力也高于正常值。

圖1 閥門布置圖

進一步檢查發(fā)現(xiàn)，機組左側高調閥GV1、GV3、GV5閥體內金屬溫度444 ℃，右側高調閥GV2、GV4、GV6閥體內金屬溫度518 ℃，左右兩側高調閥閥體溫度偏差比較大。通過閥門開關試驗，依次開啟GV1、GV3、GV5，負荷變化不明顯，表明流經這3個高調門的主汽流量很小，結合之前發(fā)現(xiàn)的高調閥閥體溫度相對較低的問題，可以推斷左側#1主汽閥可能存在故障。因此，進一步對#1主汽門進行開關試驗，將其從全開位關到10%位置，機組各參數(shù)均無明顯變化，如圖2所示。綜合以上現(xiàn)象，初步判斷為左側主汽門閥芯脫落。

圖2 主汽門關閉試驗過程

1.2 故障原因分析

依據前文分析，采取停機程序并進行故障排查工作，圖3為#1主汽門結構示意圖。解體過程中，發(fā)現(xiàn)主汽門的門桿套出現(xiàn)變形，導致閥桿無法從閥桿套中取出。而正常情況下，閥桿套與閥桿之間為間隙配合，配合間隙為0.25～0.33 mm，方便拆解。通過對閥桿進行了磨削，由直徑38.05 mm磨削至35.52 mm后取出閥桿。磨削前、后的閥桿如圖4所示。

圖3 主汽門結構示意圖

圖4 磨削前后的閥桿

通過圖3分析主汽門開關過程可知，閥桿套與預啟閥套碰觸即為全開位置，閥桿套與預啟閥套之間壓應力主要由閥桿進行傳遞。因此，導致閥桿套變形的應力必然來自閥桿，從側面印證了主汽閥閥桿在全開位置承受了較大拉應力。

解體過程還發(fā)現(xiàn)#1主汽門機械限位螺栓松動。圖5(A)為主汽門操縱座結構示意圖，根據主汽門的整體結構設計，主汽門油動機通過杠桿作用克服彈簧力，提升閥桿，機械限位與碟形墊片是主汽門全開時唯一緩沖裝置，用于緩解主汽門全開動作結束時閥桿承受的沖擊載荷。如圖5(B)所示，正常情況下，在主汽門處于熱態(tài)全開時，碟形墊片與機械限位應相互接觸，碟形墊片處于壓縮狀態(tài)，壓縮量約為4.8～5 mm。但檢修結果顯示，由于機械限位螺栓松動，主汽門在全開時碟形墊片與機械限位未直接接觸，使其失去了緩沖作用，閥桿承受了全部的沖擊載荷，縮短了主汽門閥桿的使用壽命。

圖5 碟形墊片失去緩沖作用示意圖

2 故障機理分析

2.1 主汽門結構及開關過程的應力分析

從#1主汽門解體情況來看，主汽門閥桿斷裂位置在閥桿下部自密封處。為徹底查明故障原因，需要對主汽門閥桿在整個主汽門開關過程中的受力進行分析。分析前首先需要了解主汽門結構及開關過程。主汽門機構如圖3所示，從圖中可以看到主汽門全行程可以分為門桿防砸間隙，預啟閥空行程，預啟行程以及主閥行程4個部分：主汽門的開啟過程從油動機下缸建立油壓開始，油動機克服彈簧力作用逐步提升閥桿，經過3±0.5 mm的空行程，閥桿首先接觸預啟閥。預啟閥與閥桿繼續(xù)抬升至15.7±1.5 mm行程，閥桿自密封面與預啟閥套接觸，帶動預啟閥套和主閥芯一同抬升，經過101.6±3 mm的行程，預啟閥套和門桿套接觸，同時碟形墊片與機械限位接觸，行程結束。在此過程中，閥桿主要承受拉應力，尤其是在主汽門全開時，預啟閥套與門桿套接觸，油動機克服彈簧力后的提升力完全作用在閥桿上，通過預啟閥套作用在門桿套上。

在主汽門的關閉過程中，主汽門設置有防砸間隙，即主汽門油動機下油缸失去油壓后，主汽門在彈簧力的作用下和上油缸蓄能器的作用下快速關閉，但最后的1.5±0.5 mm的行程是依靠主閥芯的慣性和前后的蒸汽壓差使主閥芯關閉。閥桿與預啟閥套及預啟閥之間均處于脫離狀態(tài)，閥桿與預啟閥之間只有預啟小彈簧的作用力，該作用力不足以對閥桿造成破壞性的損傷。

2.2 主汽門全開位置的拉應力計算

通過上述分析，可以看出主汽門處于全開位置所承受的拉應力最大。此時，閥桿承受了以下作用力:

(a)油動機的提升力

主汽門開啟過程基于杠桿原理，可利用力矩平衡公式并結合油動機相關參數(shù)計算得出[13]。根據應力計算公式，油動機作用在閥桿上的拉應力為349.6 MPa。

(b)彈簧的作用力

主汽門開啟過程中受到4個彈簧力作用，其工作負荷為7 771 N、15 790 N、25 583 N、39 321 N。根據應力計算公式，彈簧所產生的拉應力為-133.8 MPa。

因此，閥桿斷口位置所承受的拉應力為215.8 MPa。閥桿材料為2Cr12NiMo1W1V，其高溫力學性能如下表1所示。

表1 2Cr12NiMo1W1V的高溫力學性能統(tǒng)計

故障機組額定主蒸汽溫度為538 ℃，由表1可以得到：材料在540 ℃、105h的持久強度為206 MPa。上文計算閥桿斷口位置所承受的拉應力為215.8 MPa，大于206 MPa，這是造成閥桿斷裂的主要原因。實際上，由于機械限位松動導致蝶形墊片失效。在閥門即將全開時，閥桿承受了更強的沖擊荷載、減少了閥桿的使用壽命。

2.3 處理措施

綜合上述分析，導致本次#1主汽門閥桿斷裂的原因為主汽門機械限位松動，導致限位支板與碟形墊片未直接接觸，使主汽門全開時，失去緩沖，增加了閥桿承受的沖擊載荷。該載荷超出了主汽門閥桿材質的持久強度。為避免再次出現(xiàn)上述故障，提出在主汽門機械限位裝置加裝保險螺母的改進措施。同時，進一步增加蝶形墊片的壓縮量，用以抵消門桿套承受的應力及自身承受的沖擊載荷。在上述改進措施的基礎上，增加日常巡檢頻率并合理減少主汽門松動試驗頻次。

3 結 論

本文對主汽門閥桿斷裂故障展開研究，結合試驗驗證及理論分析，得出如下結論：

(1)主汽門機械限位松動問題使主汽門全開時閥桿失去緩沖，導致其承受的沖擊載荷超過對應狀態(tài)下的持久長度，造成閥桿損傷故障；

(2)通過在主汽門機械限位裝置加裝保險螺母、增加蝶形墊片的壓縮量等措施能減小施加在主汽門閥桿上的拉應力，進而保護閥桿，延長其使用壽命。