1000MW超超臨界汽輪機一體式主汽門閥殼強度分析

呂志超

摘 要：以某1000MW超超臨界汽輪機為例，建立了一體式主汽門閥殼三維模型，利用ABAQUS軟件分析了純壓力載荷、熱態運行及20萬小時高溫蠕變三種工況下閥殼的應力應變情況。結果表明，本閥殼在以純壓力載荷工況和熱態運行工平均薄膜許用應力比和局部許用應力比均小于1;20萬小時候熱態運行后截面平均蠕變應變小于1%，局部蠕變應變小于2%;閥殼的設計滿足20年設計壽命內各種計劃運行工況。

關鍵詞：超超臨界汽輪機;主汽門;強度分析;多軸蠕變

引言

自20世紀70年代的能源危機以來，世界各國都在致力于提高燃煤機組的發電效率。超超臨界汽輪機由于熱效率高、二氧化碳排放低、建設成本低的特點，成為世界主流的汽輪機發展方向[1]。自2006年11月華能玉環電廠1號百萬千瓦機組投運以來，我國超超臨界汽輪機技術不斷提高，達到了世界領先水平。其中補汽閥技術廣泛應用于超超臨界機組高壓進汽模塊，補汽閥能夠使滑壓運行機組在額定流量下，進汽壓力達到額定值;提高機組運行的經濟型;同時也可以在犧牲一定經濟型的條件下，提高機組出力[2]。

補汽閥在設計過程中，由于處在運轉層下方，補汽管道復雜、壓力損失大、管道制造成本高、設計過程中與電力設計院配合周期長，綜合成本高。基于降低成本增加效率的目的，孫維杰[3]設計了660MW超超臨界機組主汽閥、補汽閥一體式高壓閥門，降低了制造成本。

高壓閥門承受著整個汽輪機中最高的溫度和最高的壓力，高壓閥門的可靠性直接關系到整個機組的安全性。其中，閥殼的結構合理性尤為重要。主汽閥、補汽閥一體式高壓閥門由于閥殼結構的更改，必須進行全工況的強度分析。

一、1000MW超超臨界汽輪機一體式主汽門結構形式

本文基于西門子1000MW汽輪機高壓進汽閥門進行設計，進汽參數為28MPa/600℃/620℃，VWO最高壓力為28MPa。將補汽閥直接與高壓主汽調門腔室連接，其中主閥和調閥主要結構尺寸參考1000MW汽輪機高壓主閥和調閥，補汽閥結構尺寸參考660MW汽輪機補汽閥，如圖1所示。

高壓閥門是高壓部分的重要部件，承受著高溫高壓載荷，這些惡劣的工作條件對高壓閥門強度和密封性是很嚴峻的考驗。為了保證高壓閥門在穩定運行狀態下以及長期運行（20萬小時）以后，仍然具有良好的性能，因此本文對高壓閥門的靜強度、熱載荷強度、蠕變強度以及蠕變應變進行詳細的分析計算。

二、計算模型及網格劃分

（一） 計算模型及網格劃分

1. 計算模型簡介

各閥座過盈配合處皆取最大過盈量建模，主門閥座直徑過盈量0.5mm;調門閥座直徑過盈量0.45mm;補汽門直徑過盈量0.28mm。閥殼材料為GX12CrMoWVNbN10，閥座材料為X10CrMoVNb9-1。

2. 網格劃分

單元類型C3D10MT，閥座與閥殼接觸位置及試算高應力區等重要區域進行網格加密，節點數共456590，單元數共301446。

（二）計算工況及邊界條件

1.計算工況

閥殼強度計算考慮試驗壓力情況、高溫蒸汽存在時的熱力耦合情況和閥門設計壽命內閥殼的高溫蠕變情況，因此分純壓力載荷、熱態運行及20萬小時高溫蠕變三個載荷步進行計算。純壓力載荷步是為了得到在閥殼在閥座安裝后承受高壓條件下，高壓閥門的應力分布狀況，并對進行強度考核;穩態運行載荷步是為了得到在穩態運行工況下，高壓閥門的應力分布狀況;高溫蠕變載荷步是為了得到高壓閥門在高溫下運行20萬小時后，高壓閥門的蠕變應力分布情況，同時計算蠕變應變分布狀況，為計算過盈接觸面松弛后的高壓閥門的密封性能提供分析數據。主蒸汽參數：溫度600℃，壓力28MPa。補汽參數：補汽壓力17.4MPa，溫度564.63℃。

2.計算邊界條件

在安裝與運行過程中，閥座始終保持與閥殼的過盈配合，因此在閥殼與主門閥座、調門閥座、補汽門閥座的接觸面三個位置定義接觸約束;閥門通過兩處支架固定在汽輪機基礎上，因此在閥門支架安裝處相應位置定義X、Y、Z三個方向的約束。

純壓力載荷步需要在高壓閥門的各個表面添加對應的壓力載荷，考慮設計余量，壓力載荷取1.5倍設計壓力，即42MPa，并在存在拉伸或者壓縮的管道橫截面施加等效盲管力。

熱運行載荷步和20萬小時高溫載荷步除了壓力載荷外，在高壓閥門的各個面上添加相應的換熱系數和環境溫度。通過ABAQUS的熱-位移耦合算法，計算閥門穩態熱應力場和熱應變場。其中，蠕變本構采用Cocks-Ashby蠕變本構模型[4]。

三、計算結果及考核

參考JB 4732-1995《鋼制壓力容器——分析設計標準》[5]，各工況應力考核準則如表1所示。

其中，為基本閥殼材料基本許用應力。

閥門長期處于高溫下工作，基本許用應力應?。?/p>

其中? ? ? ? 為閥殼材料20萬小時持久強度。

高溫區域除了考核蠕變應力外，還需要考核蠕變應變，目前以多軸蠕變考核為主，計算時采用多軸蠕變子程序或Python后處理軟件，考核其多軸蠕變應變。具體考核準則如表2所示：

（一）純壓力載荷工況

純壓力載荷工況下，許用應力比如圖2所示。由于閥座存在過盈，因此該區域應力屬于峰值應力區域，最大應力為215MPa，位于調閥內腔到補汽閥內腔的轉角過渡區域，此區域沿壁厚方向約有三分之一區域的應力比超出1%，但閥殼壁厚截面平均薄膜許用應力比小于1，局部許用應力比小于1，強度符合設計要求。

（二）熱態運行工況

VWO熱態運行工況下，許用應力比如圖3所示。許用應力比均小于1，符合強度設計要求。最大應力比為0.9133，位于主門閥座入口處的閥殼區域。

（三）熱態運行20萬小時工況

熱態運行20萬小時后，多軸蠕變應變如圖4。最大蠕變應變和最大應力出現在調閥內腔到補汽閥內腔的過渡區域，蠕變峰值為1.53%，位于調門腔到補汽門內腔的過渡區域。應力峰值為73MPa。閥殼壁厚截面平均蠕變應變小于1%，局部蠕變應變小于5%，局部峰值應力低于許用應力，平均薄膜許用應力比小于1，局部許用應力比小于1，蠕變應變和應力強度符合設計要求。

四、結論

以超超臨界汽輪機節能減排、增效降本為目標，針對1000MW超超臨界汽輪機主汽閥補汽閥進行了一體式閥殼結構設計，并分析計算了純壓力載荷、熱態運行、熱態運行20萬小時三種工況下閥門的應力強度。

（1）閥殼材料使用GX12CrMoWVNbN10，閥座材料使用X10CrMoVNb9-1的1000MW超超臨界汽輪機一體式高壓主汽閥在純壓力載荷工況，閥殼Mises應力考核合格，在熱態運行工況，閥殼Mises應力考核合格，在熱態運行20萬小時工況，閥殼Mieses應力考核合格且閥殼蠕變應變考核合格。

此模塊化設計的高壓主汽閥殼符合機組設計壽命內的運行安全性要求。

（2）在調閥內腔到補汽閥內腔的過渡區域，純壓載荷下的最大機械應力、熱態運行工況下的熱應力以及穩態運行20萬小時工況下的蠕變應變都達到最大值，在設計時應對此處進行更加平滑的設計以降低局部應力，保證閥門安全性。

（3）在純壓力載荷工況下，由于閥座閥殼存在過盈配合，因此配合區域存在較大應力，峰值為215MPa，在密封面接觸應力可以保證密封的條件下應適當降低閥座過盈量。

參考文獻

[1] Viswanathan R， Coleman K， Rao U. Materials for ultra-supercritical coal-fired power plant boilers[J]. International Journal of Pressure Vessels and Piping，2006， 83（11）： 778-783.

[2] 包偉偉，高敏，龐浩城，等.1000MW超超臨界機組補汽調節技術經濟性分析[J].發電設備，2016，30（1）：11-15.

[3] 孫維杰.汽輪機主汽補汽聯合式閥門設計研究[D].上海交通大學，2016.

[4] Cocks A C F， Ashby M F. On creep fracture by void growth[J]. Progress in Materials Science， 1982， 27（3）： 189-244.

[5] JB 4732—1995 （2005年確認）鋼制壓力容器——分析設計標準.