汽輪機自動主汽門半雙錐密封的改造研究

紀昌宏

(中國石化儀征化纖股份有限公司熱電生產中心，江蘇儀征 211900)

自動主汽門作為電廠的高溫高壓閥，其自密封裝置的嚴密性對電廠的安全運行有很大的影響，因此保證自動主汽門的嚴密性是保障電廠安全經濟運行的主要保障之一。

1 汽輪機自動主汽門自密封結構

自動主汽門是控制汽輪機進汽的專用閥門，它的主要作用之一是在汽輪機保護裝置動作后，迅速切斷汽輪機進汽并使汽輪機停止運行。如果自動主汽門關閉時間過長或者嚴密性不夠，將直接影響機組安全。對于CC50-90/42/15雙抽機組來說，在正常進汽參數和凝汽器真空情況下，自動主汽門關閉后(調節閥全開)，汽輪機的轉速應能降低到1 000 r/min以下。自動主汽門保護系統動作到自動主汽門關閉的時間，通常要求在0.5～0.8 s之間。除上述作用外，自動主汽門還有另外一個作用，在啟機時控制進汽量以控制汽輪機的升溫和升速。

自動主汽門閥體承受高參數蒸汽，自密封的泄漏會直接影響行程開關的可靠性，從而壓力對汽輪機的保安系統產生嚴重威脅。密封部分零部件多，結構復雜，與汽輪機油系統、軸封汽系統、門桿漏汽系統相連。具體自密封結構圖如圖1所示，半雙錐密封圈外形圖如圖2所示。

2 存在問題

儀化熱電生產中心4臺60 MW(均由50 MW擴容得到)抽汽機組自動主汽門曾經發生自密封泄漏現象。其中2#機曾經發生自動主汽門關閉而行程開關無報警信息和關閉提示，致使保護失效的情況。4#機主汽門在2002年大修后啟動時出現漏汽，檢修人員采用更換密封墊、將門套平臺車削20 μm，更換門套，車削門套斜面0.2 mm，壓緊環內圈車削0.5 mm等措施后，基本解決泄漏問題，但出現壓緊環變形等問題。其他機組也多次發生自動主汽門泄漏故障，因泄漏的根本原因不能確定，所以采取的措施未達到根治的要求。

圖1 自動主汽門密封結構

圖2 半雙錐密封圈外形

3 自密封泄漏情況的分析

3.1 車削對密封的影響

3.1.1 車削門套平臺對密封的影響

從構件的運動狀況來看，車削門套平臺相當于使門套向下移動，增大了壓緊環與門套之間上下間隙，當密封環受力變形后，給防止壓緊環與門套之間碰觸留下空間位移，有利于密封圈在上下壓緊力的作用下自由變形，有利于密封圈與門套之間貼合，最終有利于自密封的效果。

3.1.2 車削門套斜面對密封的影響

車削門套斜面，如果斜面的角度沒有變化，這就相當于提高門套向上位移，就會縮小壓緊環與門套之間上下間隙，不利于密封圈在上下壓緊力的作用下自由變形，不利于密封圈與門套之間貼合，最終不利于自密封的效果。

3.1.3 車削門套圓角對密封的影響

將圓角車削掉，有利于密封構件受力后變形移動，提高了密封效果，但沒有考慮門套的強度要求，局部應力集中，使門套凸緣圓角產生宏觀裂紋。門套凸緣變形損壞后，門套上升又易碰到壓緊環，影響密封效果。

3.1.4 車削壓緊環對密封效果的影響

采用了3個部位的切削，一個是壓緊環下平面的切削，一個是壓緊環內圈的切削，一個是壓緊環下內圈圓角的切削。從上述密封結構上分析可知，切削壓緊環下平面，增大了壓緊環與門套之間上下間隙，當密封環受力變形后，同樣給防止壓緊環與門套之間碰觸留下空間位移，有利于密封圈在上下壓緊力的作用下自由變形，有利于密封圈與門套之間貼合，最終有利于自密封的效果。切削壓緊環下軸內徑圓角，同樣也有利于密封。切削壓緊環內圈，對密封效果影響不大。但并未考慮車削壓緊環對壓緊環以及整個密封結構的影響，只對密封的效果作了定性分析。實際檢查中發現，壓緊環切削后，在受壓力后，變形較大。內圈及上下端面尺寸均發生了變化，如表1所示。

表1 新舊壓緊環內徑對比表

3.2 自動主汽門閥體變形對自密封的影響

通過幾次大修中對自動主汽門閥體的解體檢查，發現閥體內部不同部位出現了不同程度的裂紋。自動主汽門宏觀裂紋圖如圖3所示。從裂紋的位置來看，大部分出現在閥體褲衩管中心處。通過受力分析可知，此處受力集中，加上此處開一只ф30的測溫計插孔，易產生處理缺陷。蒸汽進入閥體后，會直接對內表面產生沖刷，啟停機過程中存在熱交換強度交替變化過程，會產生金屬內應力，時間越長破壞越大。

圖3 自動主汽門殼體宏觀裂紋圖

4 自動主汽門密封結構有限元分析及結構改進

4.1 軟件選擇

ABAQUS軟件作為國際上公認最好的、最先進的CAE大型通用分析軟件之一，可以處理包括幾種不同材料、承受復雜的機械和熱載荷過程以及變化的接觸條件的非線性組合問題等［2］。

4.2 建立模型

因自動主汽門半雙錐密封結構和載荷均為軸對稱結構，故可轉換為二維軸對稱問題，降低模型規模，縮短計算時間。忽略四合環與閥殼體的接觸，將其合并成為一個部件，統稱為閥殼體。簡化后，自動主汽門半雙錐密封結構尺寸圖如圖4所示。設備正常運行時，自動主汽門半雙錐密封結構的工作條件如表2 所示［3］。

表2 半雙錐密封結構工作條件

不考慮重力的情況下各部件的材料及線膨脹系數如表3所示。

表3 各部件的材料及線膨脹系數

圖4 半雙錐密封結構尺寸圖

定義接觸面、閥殼體與壓緊環的接觸為AB，壓緊環與密封環的接觸為CD，密封環和門套的接觸為EF。接觸面的性質為庫倫摩擦，摩擦系數為0.2，忽略部件位移，采用小滑移的面面接觸。接觸面由主面和從面組成，主面為剛度較大的面(兩個面剛度相似時選擇網絡較粗的面)。有限元模型及接觸面的定義如圖5所示。

圖5 自動主汽門有限元模型

4.3 實驗分析及相應改進措施

ABAQUS自動創建一個初始分析步，以密封環上的接觸應力為主要研究對象，在其中施加邊界條件和載荷并對閥殼體右側部分的網絡細化以提高分析精度。根據現場實際支撐情況，模擬計算時在相應部位考慮固支、簡支情況。簡支約束處受約束的方向位移定為0，不受約束的方向位移自由，另外3個轉角自由;固支約束處，3個方向位移和轉角均限定為0。在整個運動過程中，閥殼體的軸向位移為0，可能出現徑向位移。所以閥殼體底部的約束定義為U2=0，而不約束徑向位移。整個軸對稱模型的對稱軸上約束徑向位移U1=0。而門套受到高溫介質的作用，載荷類型為PRESSURE，正值表示壓力。介質壓力為9.4 MPa，考慮到軸向的泄漏及其他因素，實際作用在閥殼體上的壓力大小為8.5 MPa，方向向上。最終的單元類型為CAX4I及四節點四邊形軸對稱非協調單元，自動主汽門半雙錐密封結構有限元模型如圖5所示［4］。

經分析可知自動主汽門自密封結構配合尺寸有明顯的問題，壓緊環的內側與自動主汽門門套已經碰觸，壓緊環與密封環之間沒有足夠的壓緊力，密封環與自動主汽門門套錐密封面沒有貼緊，密封齒未壓倒，不能形成有效密封，造成密封失效，因而需要對密封結構尺寸進行改進。

4.4 改進措施

4.4.1 增加密封環高度(方案1)

首先確定高度增加值，逐漸增加密封環的高度，直到變形后壓緊環和門套不再接觸，此時，自動主汽門自密封結構即能滿足使用要求。高度增加值如表4所示。

表4 密封環高度增加值

不同密封環高度下，壓緊環與門套的變形后的相對位置如圖6依次所示。分析可知密封環高度增加越多，越有利于密封效果，但同時也增加了加工成本。因此增加的最優高度為1.5 mm，改進后密封環高度為22.5 mm，作為方案1，其MISES應力分布如圖7所示。密封環上的整體應力與原工況相比有所下降。

密封環與壓緊環接觸面CD的接觸應力如圖8所示。C點處的應力明顯增大，最大接觸應力為420 MPa，但是應力隨著距離的變化規律并沒有改變。兩個部件的接觸面積減小了，應力平穩值出現在距離為1.5 mm附近，大小為100 MPa。大于2 mm時，接觸面上的接觸應力為0，說明兩個部件沒有接觸。密封環發生了翹曲。

圖6 變形后壓緊環與門套的相對位置

圖7 方案1條件下自動主汽門MISES應力分布

圖8 方案1條件下CD面上的接觸應力分布

密封環與門套接觸面EF上的接觸應力如圖9所示。接觸應力的變化規律與原工況相比有了很大的變化，最大接觸應力不在距離為10 mm處，而是出現在7 mm處，并且有很小一段的平穩值，最大應力為130 MPa，整體應力也較大。

鑒于以上分析，設備正常運行時，壓緊環與門套的相對位移為0.9 mm，考慮機械振動的因素影響，兩者的改進尺寸均定為1.5 mm。

4.4.2 減小壓緊環高度(方案2)

切銷壓緊環下平面，相當于使壓緊環向上移動，增大了壓緊環與門套之間上下間隙，當密封環受力變形后，防止壓緊環與門套之間接觸。對壓緊環下平面切銷1.5 mm后，密封環與壓緊環接觸面CD上的接觸應力分布與原工況基本相同，最大應力有所增加，為280 MPa。距離從0到2 mm時，接觸應力從最大值減小到50 MPa，并出現了一小段穩定值，距離從2.5到3 mm時，接觸應力繼續減小到0，并保持到D點。密封環與門套接觸面EF上的接觸應力分布與原工況也基本相同，由此可見壓緊環低端的車削，對密封環與門套接觸應力影響不大。

圖9 方案1條件下EF面上的接觸應力分布

4.4.3 減小門套高度(方案3)

從構件的運動狀況來看，車削門套平臺，相當于使門套向下移動，增大了壓緊環與門套之間上下間隙，當密封環受力變形后，防止壓緊環與門套之間碰觸留下空間位移。對門套平臺車削1.5 mm時，密封環上的應力與原工況相比變化不大。密封環與壓緊環接觸面CD上的接觸應力與原工況相比基本相同。同樣是隨著距離的增加，接觸應力逐漸減小的。密封環與門套接觸面EF上的應力變化與原工況類似，但最大應力的位置不同。當距離小于2 mm時，接觸應力為0，距離為2～10 mm時，從0增加到80 MPa，為局部最大值。當距離為10～13 mm時，應力減小到18 MPa。當距離接近15 mm時，應力增加到128 MPa。EF面上的接觸應力與原工況相比，應力最大值增加了28 MPa。

實踐過程中，在方案3基礎上又減小了倒角，后分析發現，由于門套與密封環接觸的位置是簡支結構，在倒角處會產生較大的應力集中，進而造成密封失效。

4.5 結構改進比較結果

通過對模型中尺寸的修改，解決了壓緊環與門套接觸造成的密封失效。比較3種方案，第1種將密封環的高度增加1.5 mm的改進方案不僅可以解決位移過大產生的密封失效，密封環與門套之間的接觸應力比其他兩種方案大，即密封面上的接觸應力大，會更有利于密封。同時在滿足使用要求的前提下，密封環上的整體MISES應力有所減小。因此方案1最優。可以根據有限元分析的結論對密封結構進行改進。

5 結語

通過分析自動主汽門自密封雙錐環密封機理，對連接結構相關部位的材料力學性能、材質分析、密封副密封面的表面形貌分析等方面的研究，以及通過調查現場自動主汽門自密封泄漏和處理情況，確定了影響密封的主要因素，建立了自動主汽門半雙錐齒形金屬密封結構有限元計算模型，確定了密封結構改進方案，新的密封環自使用后密封狀況良好，迄今再未出現半雙錐環泄漏問題。

［1］山西省電力工業局.汽輪機設備檢修［M］.北京:中國電力出版社 ，1997:157－162.

［2］莊拙，由小川，廖劍暉，等.基于ABAQUS的有限元分析和應用［M］.北京:清華大學出版社，2009.

［3］蔡仁良，鄭建榮，岑紅.高壓分離器雙錐環密封失效的數值模擬［J］.華東理工大學學報，1998，24(2):181 ～185.

［4］蔡仁良，鄭建榮，岑紅.八角墊密封的有限元分析［J］.化工機械，1995，22(3):148 ～151.