東方660 MW超超臨界二次再熱汽輪機超高壓主汽閥閥桿動應力分析

何勝，趙仕志，張曉東(.華能安源發電有限責任公司，江西萍鄉，337000；.東方汽輪機有限公司，四川德陽,68000)

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東方660 MW超超臨界二次再熱汽輪機超高壓主汽閥閥桿動應力分析

何勝1，趙仕志2，張曉東2
(1.華能安源發電有限責任公司，江西萍鄉，337000；2.東方汽輪機有限公司，四川德陽,618000)

摘要：汽輪機主汽閥需要很高的關閉速度，由此帶來閥桿沖擊動力學的強度問題。以前設計主要按照沖擊動力學的理論，通過能量法求解系統動應力。文章介紹了閥桿動應力的理論計算方法，并分析了理論計算方法的合理性。隨著計算機技術的發展，有限元方法求解閥桿動應力成為可能。文章詳細介紹了閥桿動應力有限元計算參數的選取方法，并通過ABAQUS商用有限元軟件計算了東方660 MW超超臨界二次再熱汽輪機超高壓主汽閥閥桿動應力。對理論計算結果和有限元計算結果做了比較，分析了有限元計算結果的合理性。計算顯示東方660 MW超超臨界二次再熱汽輪機超高壓主汽閥閥桿峰值應力小于材料疲勞極限，閥桿具有永久壽命。

關鍵詞：二次再熱，主汽閥，閥桿，沖擊動力學，有限元

0 引言

汽輪機主汽閥是主蒸汽進入汽輪機前的第一道閥門，是保證機組安全啟、停和運行的關鍵部件。其主要作用是在危急情況下快速自動關閉，切斷進入汽輪機的主蒸汽通路，使機組停止運行以防止產生過大的超速或避免某些不良的后果。因此，從系統要求的角度看希望閥門關閉速度越快越好。但是越快的關閉速度意味著越大的動應力。嚴重時可能導致閥桿斷裂，機組的遮斷控制無法實施。因此分析閥桿的動強度，保證閥桿安全性是非常必要的。

近年來，隨著汽輪機技術的發展，汽輪機的容量、溫度和壓力都顯著提高。閥門失效或不能正常動作的事故有增加的趨勢。因此對于閥門精細化設計的需求也更加強烈。

本次分析采用ABAQUS軟件對東方華能安源首臺660 MW超超臨界二次再熱汽輪機的超高壓主汽閥閥桿進行快關工況的動應力分析，以提高機組運行的安全可靠性。

1 660 MW超超臨界二次再熱汽輪機超高壓主汽閥簡介

華能安源項目采用東方660 MW超超臨界二次再熱機組。機組總體上分為超高壓缸、高中壓缸和低壓缸3個模塊。其超高壓主汽閥為2套，結構相同，因此只需要分析一個閥門即可。閥門主蒸汽參數為：600℃，31 MPa。閥門結構原理示意圖如圖1所示。閥桿一側與閥碟相連，另一側通過連桿與油動機相連。油動機油缸注油后由于油壓，推動活塞向閥桿側運動從而通過連桿、閥桿帶動閥碟向開閥方向運動，閥門打開。此過程中油動機不僅要克服閥碟兩側可能的蒸汽壓差導致的蒸汽力，還必須克服快關彈簧的彈簧力，使彈簧蓄能。當需要閥門快速關閉時油缸進油口關閉，回油口打開排油，油壓迅速下降。在彈簧力作用下帶動油動機活塞、連桿、閥桿和閥碟一起向關閥側運動實現閥門關閉。

圖1　超高壓主汽閥原理示意圖

通過調整彈簧的彈力和控制油動機回油速度就可以保證閥門按照預設動作曲線快速關閉。通常要求主汽閥關閉時間不大于0.25 s，并且對閥門關閉曲線有嚴格要求。圖2為安源項目超高壓主汽閥的關閉曲線。其快關曲線可分為2段。其中A-B段為線性關閉段，約占閥門總行程的85%。在此段內油動機突然動作，并以恒定速度關閉。B-C段為緩沖段，約占閥門總行程的15%。此段內閥桿關閉速度逐漸減小，到全行程終點時關閉速度幾乎為0。油動機設計完成后必須標定其關閉曲線與圖示過程一致方可投入使用。

圖2　超高壓主汽閥閥門關閉曲線

2 閥桿動應力的理論計算方法

如前所述，閥門的關閉過程是一個沖擊動力學過程。在沖擊過程中構件的速度在極短的時間內急劇變化。其加速度和接觸時間非常難確定，不能通過動靜法來分析。分析該類問題的主要方法是能量法[1]。丁有宇在其著作《汽輪機強度計算手冊中》[2]，以及《火力發電設備技術手冊》[3]中均較詳細介紹了如何用能量法來計算閥桿動應力且兩者使用的方法相同。對于快關工況，其選擇閥門處于全開位置時油動機突然動作帶動閥桿并沖擊閥碟時為計算危險點，即圖2中A點。由于閥桿、閥碟在油動機沖擊下由靜止增速到關閉動作速度導致其動能增加，其反作用力使閥桿產生動應力。本文主要研究閥桿的動強度，因此忽略閥碟的變形能后計算截面的初始應力可表示為[3]：

式中：T為閥門關閉力；F為計算截面面積；v為閥門關閉速度；m為被沖擊物的質量。如圖3所示，通常閥門有2個危險截面，分別為A、B。對于快關工況，A截面的計算質量m為閥桿及閥碟部分的總質量。對于B截面則僅為閥碟部分質量。E為閥桿工作工況下彈性模量；F0為閥桿平均截面積；L為閥桿受拉段長度。

圖3　閥桿結構簡圖

對于沖擊動力學問題還必須考慮應力波的傳導和疊加效果。實際最大動應力可表示為[3]：

式中：m與式（1）中意義相同；m′為油動機動部件、閥桿和閥碟總質量減去m。式（2）計算的只是截面的平均應力，實際峰值應力還應考慮截面形狀變化導致的應力集中效應。應力集中系數可查相關的手冊得到[2-4]。

按照式（1）、（2）可以計算安源超高壓主汽閥的最大動應力。

表1　閥桿理論計算應力　MPa

閥桿材料在工作溫度下的疲勞極限約180 MPa。顯然，閥桿理論計算動應力低于材料疲勞極限（見表1）。閥桿具有永久壽命。

3 閥桿動應力計算的有限元法

能量法雖然能夠求解閥桿的動強度問題，但是根據能量法的基本假設，其無法考慮沖擊物體自身的剛度、被沖擊物體的慣性力，假設沖擊物體和被沖擊物體接觸后粘連在一起不能再分開，因此也無法考慮沖擊物的反彈所帶走的能量。所以其計算結果是非常保守的。因此能量法所計算的應力是實際沖擊過程可能的最大動應力。隨著機組容量和參數的提高，需要更精確地計算沖擊過程的動應力。

隨著計算機技術和有限元分析方法的發展，采用有限元方法計算閥桿的沖擊動應力已經不是難事。有限元方法可以真實地考慮各部件的實際剛度、結構沖擊后的實際運動軌跡，甚至可以考慮沖擊過程中的熱學和聲學損失，因此比能量法的計算結果更接近真實工況。近年來很多學者都進行了這方面的研究[5-11]。在進行有限元分析時，很多學者認為閥桿關閉的危險工作點為圖2中C點。即認為關閉過程中閥桿、閥碟沖擊閥座時為全行程最危險點。這與前述理論計算校核工況點是不同的。參照圖2所示的關閉曲線，由于B-C段的緩沖作用，事實上閥桿、閥碟接觸閥座的速度是很低的。因此如果按照正常的動作曲線，閥桿動應力的危險工況點應是A點。這與理論計算時選擇的工況點一致。本文以A點為校核工況點。

本文的閥桿計算采用ABAQUS商用軟件完成，分析類型為Explicit顯式動力學分析。該方法最初即為解決高速沖擊和復雜接觸問題而專門建立。該方法應用中心差分法對運動方程進行顯示的時間積分。所謂“顯式”是指增量步結束時的狀態僅依賴于該增量步開始時的位移、速度和加速度。在增量步內這些參數均保持為常數。因此這種方法計算結果的精度嚴重依賴于增量步的時長，增量步必須很小[12]。使用ABAQUS Explicit分析步進行動力學分析時，用戶可以不干預增量步長，軟件自動根據有限元模型中最小單元尺寸和應力波通過該單元的時間決定計算增量步長。因此在有限元模型中避免不必要的小尺寸單元非常必要。通過這種方式確定的增量步長能夠捕捉到最細微的動態信息，但是如果將計算結果全部輸出，結果文件會異常龐大。另一方面，由于頻繁讀寫硬盤會嚴重影響軟件運行效率。因此實際上需要用戶干預的是計算結果的輸出頻率和總計算時長。

根據應力波理論，固體中的應力波速僅與材料彈性參數和密度相關，與沖擊速度和動應力大小無關。具體可表示為[13-14]：

因此，如果閥桿長度為L，希望將應力波傳過閥桿的過程分解為n步來研究，那么允許的最大輸出增量步長為：

總計算時長的確定需要考慮2個因素。首先要考慮應力波的疊加效應就需要持續觀察應力波的傳導、反射和疊加過程。如果希望觀察應力波的疊加和反射次數為N1，那么從沖擊開始，需要計算的總時長為：

其次，沖擊發生后閥桿會發生周期性振動。若閥桿質量為m0，按照一維軸向振動理論，其最主要的一節模態振動周期約為：

式中：K為桿的軸向剛度。

結合式（5）和式（6），要保證觀察到足夠的應力波傳導次數且保證計算時長大于桿的一個振動周期以確定保證計算到應力幅值的最小計算時長為：

式（4）確定的最大輸出增量步長和式（7）確定的最小總計算時長即為有限元計算模型最重要的設置參數。按此計算，若觀察10個應力波的傳導周期，東方660 MW超超臨界二次再熱汽輪機超高壓主汽閥閥桿動應力分析的總計算時長應＞2.7 ms，最大增量步應≤1.35e-5 s。

主汽閥閥桿、閥碟具有軸對稱特點。因此采用軸對稱模型。如圖4所示，為減小計算規模將油動機活塞以及連桿的大部分結構簡化為集中質量，僅保留與閥桿連接的少部分以方便加載。連桿、閥桿間，閥桿、閥碟間均采用接觸算法。

圖4　有限元計算模型

集中質量點同時作為彈簧力的加載點。它與油動機連桿端面間采用剛性耦合。計算給定初始速度為0，即閥桿處于穩定的全開位置。計算初始時刻在集中質量點加載按圖2關閉曲線計算的線性關閉段關閉速度。由于集中質量點與連桿端面間剛性連接，連桿端部同步具有關閉速度并將速度場傳遞給閥桿，閥桿運動后與閥碟沖擊。

4 有限元計算閥桿動應力

按前述模型和計算參數很容易完成超高壓主汽閥閥桿的沖擊動應力計算。圖5為閥桿危險截面的平均應力-時間曲線。圖6為閥桿危險截面的峰值應力-時間曲線。危險截面的命名與理論計算部分相同。從圖中均可以看出計算已經涵蓋了沖擊過程中的最大峰值應力。

表2中列出了有限元計算的A、B截面的平均應力和峰值應力。

圖5　危險截面的平均應力-時間曲線

圖6　危險截面的峰值應力-時間曲線

表2　閥桿有限元計算應力　MPa

比較表1和表2可見，無論平均應力還是峰值應力有限元計算值均顯著低于理論計算值。這是合理的，因為理論計算值是非常保守的，而有限元計算方法更接近實際工況。

從表2中還可以看出，A截面的應力集中系數顯著大于表1中的查表值。這是因為查表數據只是考慮桿件軸向加載后的應力集中，而有限元計算考慮了部件間的接觸。由于部件間接觸導致接觸區邊緣應力畸變。

對東方其他成熟且長期安全運行閥桿動應力的校核結果也表現出與本項目閥桿相似的規律。

5 結論

（1）理論計算和有限元計算均表明東方660 MW超超臨界二次再熱汽輪機超高壓主汽閥閥桿計算動應力小于材料疲勞極限，閥桿具有永久壽命。

（2）有限元計算平均應力和峰值應力均低于理論計算應力。尤其是A截面有限元計算應力遠低于理論計算值。這是因為A截面同時受閥桿和閥碟的慣性力和剛度影響，而B截面基本只受閥碟的慣性力和剛度影響，相對來說B截面比A截面更接近理論計算模型。

（3）理論計算的閥桿動應力顯著偏高于實際值，有限元計算值更接近實際工況。

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Dynamic Stress Analysis for Main Steam Valve Rod of Dongfang Ultra-supercritical Double-reheat 660 MW Steam Turbine

He Sheng1，Zhao Shizhi2，Zhang Xiaodong2
(1.Huaneng Anyuan Generation Co.,Ltd.,Pingxiang Jiangxi,337000；2.Dongfang Turbine Co.,Ltd.,Deyang Sichuan,618000)

Abstract:The main steam valve has to shut quickly,which usually leads to large impact dynamic stress.In the past,it always uses en?ergy method to slove system dynamic stress.This paper introduces the energy method and analyzes rationality of energy method.With the development of computer,using FEM method to slove the dynamic stress of the valve rod is possible now.This paper presents the method to determine the calculation parameter of FEM method and uses ABAQUS to calcualate the dynamic stress for main steam valve rod of Dongfang ultra-supercritical double-reheat 660 MW steam turbine.It also compares the energy and the FEM method re?sult,and analyzes the rationality of the FEM result.The result shows that the dynamic stress of the valve rod is less than the fatigue lim?it of the material,the rod has unlimited life.

Key words:double-reheat,main steam valve,valve rod,impact dynamic,finite element

作者簡介：何勝（1971-），男，工程師，1997年畢業于武漢水利電力大學，現主要從事汽輪發電機組的運行、管理研究工作。

DOI:10.13808/j.cnki.issn1674-9987.2016.01.004

中圖分類號：TK262

文獻標識碼：A

文章編號：1674-9987（2016）01-0020-05