某核電汽輪機組調門閥桿異常振動原因分析

秦貫洲，袁文文，荀蔚，竇建業，方小峰，王琇峰，殷東升

1.江蘇核電有限公司 江蘇連云港 222042

2.西安交通大學機械工程學院 陜西西安 710038

3.蘇州微著設備診斷技術有限公司 江蘇蘇州 215200

1 序言

高壓調門是核電汽輪機組的重要部件，其主要功能為通過閥桿控制蒸汽進氣量以適應汽輪機運行需要。閥桿作為動力裝備常見的零部件，具有傳遞運動和力等功能。在服役期間，由于閥桿安裝及工況等原因，局部受力較為復雜，尤其是結構的不連續位置往往會出現應力集中現象，隨著使用時間的增加，會出現無法規避的疲勞問題[1]，存在斷裂風險。而閥桿斷裂失效會造成閥芯脫落，調門瞬間失去調節能力，造成非計劃停機事故，直接威脅生產裝置安全平穩運行[2]。因此，有效識別閥桿斷裂誘因，為實現故障溯源和故障治理，對保障核電汽輪機組安全運行具有重要的理論意義及工程價值。

閥桿斷裂問題在工業現場時有發生，關于其誘因的研究吸引了大量學者及設計人員的注意。楊添等[3]對流量調節閥閥桿斷裂進行故障分析，發現故障原因為閥桿凹槽直角過渡處應力集中，以及閥桿材料的塑性和韌性不足。徐文祥[4]對發生斷裂失效的高壓主汽閥閥桿進行失效分析，發現閥桿斷裂的原因是閥桿變截面位置出現應力集中且在高溫高應力環境下運行，最終導致該處產生裂紋源并發生斷裂。張洲全等[5]對某火電廠300MW亞臨界燃煤發電機組汽輪機高壓汽門閥桿斷裂故障進行了分析，得知裂紋的產生是表面磨削加工時的殘余應力所致。王志武等[6]對高壓主汽門閥桿斷裂原因進行分析，發現其原因為在淬火過程中，組織應力和熱應力使彈簧內孔根部產生應力集中，致使形成淬火裂紋，閥桿起閉產生的應力使裂紋擴展，最終引起閥桿斷裂。曾立飛等[7]通過測試閥桿系統橫向和軸向的振動，并對閥桿系統進行了模態分析，發現閥桿系統的振動是由于閥碟的加載力不足，閥碟敲擊閥桿引起閥桿系統共振所致。MUHAMMAD 等[8]分析某節流閥閥桿斷裂原因主要為存在局部拉應力集中，與加載循環導致的疲勞裂紋萌生與擴展。廖煜輝[9]對單座調節閥閥桿斷裂失效進行分析，發現閥桿斷裂原因為應力集中導致的疲勞失效。綜上可知，閥桿斷裂的誘因不同，斷裂作用機制也不盡相同。

本文針對某核電汽輪機組高壓調門閥桿斷裂問題展開研究，綜合現場測試數據和有限元仿真分析，確定了熱態間隙不合理誘發的閥桿斷裂作用機理，為后續調門安全運行提供技術支持，并為同類型閥桿斷裂問題提供借鑒，從而避免類似問題再次發生。

2 問題描述

某核電站汽輪機組于2015年5月投入運行，至2MAA14AA240閥桿斷裂時累計運行約29165h，起停15次。2019年2月3日解體檢查發現，2號機組2MAA14AA240高壓調門閥桿斷裂，造成較大的經濟損失。2號機組2MAA14AA240的4號閥桿斷裂，球頭與閥桿安裝如圖1所示，斷裂位置的宏觀形貌如圖2所示。

圖1 球頭與閥桿安裝

圖2 高壓調門閥桿斷口形貌

對閥桿開裂的特征進行分析，根據斷面特征及應力計算結果，判斷閥桿的斷口性質為交變應力作用下的高周疲勞斷裂，具體的斷裂機理尚不明確，需進行進一步分析。

3 原因分析

為明晰閥桿斷裂與振動的關系，對正常及異常閥桿的振動烈度進行對比，如圖3所示。

圖3 正常閥桿與異常閥桿振動烈度

從圖3可看出，斷裂閥桿的振動烈度明顯高于正常閥桿，表明閥桿斷裂與振動幅值過大有關，即閥桿斷裂的主要原因為振動導致的高周疲勞。

為明確振動原因，對調門安裝間隙與振動情況之間的關系進行對比分析。其中，對閥桿振動影響較大的動靜配合間隙，有球頭與上半聯軸器的安裝間隙（見圖4A部位）、軸套與閥桿的安裝間隙（見圖4B部位）和活塞環與閥體的安裝間隙（見圖4C部位）等進行分析。

圖4 關鍵配合部位示意

球頭與上球頭座存在一定的熱膨脹間隙，并通過墊片進行機械調整處理。根據設計要求，當調門滿負荷運行時，球頭受熱膨脹與上球頭座緊貼在一起；當球體與上球頭座在熱態下存在間隙時可能會使球頭與球頭座內壁垂直方向發生來回撞擊。

閥桿與軸套存在相對運動，當蒸汽激勵較大時，軸套與閥桿的安裝間隙不合理會使閥桿左右擺動。

閥體上安裝有3道活塞環，閥體和活塞環一起在導軌上運動，在蒸汽激勵力作用下，如活塞環安裝間隙偏大，在蒸汽激勵力作用下閥體可能產生擺動。

調門安裝間隙和振動情況的關系對比見表1。從表1可發現，3號閥桿在恢復原設計，即活塞環和閥桿處安裝間隙符合標準安裝間隙時，振動烈度變?。?號閥桿在斷裂后，將球頭和球頭座焊死后，閥桿的振動烈度變小，恢復正常。由此可推測，閥桿斷裂的主要原因是球頭和球頭座的熱態間隙過大導致的高頻振動。

表1 閥桿安裝間隙和振動情況對比

4 熱態間隙有限元仿真

為分析調門在實際工況下的安裝間隙，需要對熱態下調門重點位置處的熱膨脹量進行仿真計算。分別對活塞環與閥體、軸套與閥桿，以及球頭與上球頭座的安裝間隙進行仿真，分析其滿負荷運行工況下相對于冷態時的熱膨脹量。

對高壓調門進行三維建模，并將建好的三維模型導入ANSYS WORKBENCH穩態熱分析模塊，通過穩態熱分析分別得到滿負荷工況下的局部溫度，并將溫度結果導入結構分析模塊進行熱膨脹量計算。設置3處的冷態安裝間隙均大于標準安裝間隙，以計算結構熱膨脹量并避免干涉。仿真邊界條件考慮與蒸汽直接接觸的表面為蒸汽溫度，傳熱條件設置各部件的對流換熱系數，以得到符合工況的溫度結果。在結構分析模塊中得到熱膨脹量，實際裝配間隙計算公式為

式中Y——實際裝配間隙（mm）；

X——冷態裝配間隙（mm）；

δ——熱膨脹量（mm）。

溫度邊界條件相關參數設置：與蒸汽直接接觸的表面為蒸汽溫度，即277℃；設置球頭和閥桿的對流換熱系數為400W/（m2·℃），調門外表面傳熱系數為10W/（m2·℃），其他材料由于導熱系數相差不大，為方便計算，統一取20W/（m2·℃）。高壓調門邊界條件和計算得到的溫度場仿真結果如圖5所示，其中球頭在熱態下的溫度為205.53℃。

圖5 溫度場仿真設置及結果

4.1 活塞環與閥體的熱膨脹量仿真

以襯套內表面為參考點，如圖6a所示，對活塞環和閥體的熱膨脹量進行仿真計算，結果如圖6b所示。

圖6 活塞環與閥體的仿真

活塞環和閥體的熱膨脹量見表2。

表2 活塞環與閥體的熱膨脹量 （mm）

由表2可知，高壓調門活塞環從第一道至第三道活塞環與閥體的熱膨脹量總和分別為0.150mm、0.146mm、0.150mm，均小于該處標準安裝間隙（0.15～0.225mm），即設計活塞環和閥體在滿負荷工況下為間隙配合。結合4號閥桿第二階段的冷態間隙為0.55mm，計算得到活塞環與閥體處存在0.400～0.404mm的熱態安裝間隙。

4.2 軸套與閥桿的熱膨脹量仿真

以銷釘外表面為參考點，如圖7a所示，對高壓調門軸套與閥桿熱膨脹量進行仿真計算，結果如圖7b所示。

圖7 軸套與閥桿的仿真

根據閥桿和軸套徑向的熱膨脹量，計算得到閥桿和軸套的直徑間距為（0.067＋0.067）×2＝0.268m m，小于該處標準安裝間隙（0.39～0.41mm），即閥桿和軸套在滿負荷工況下為間隙配合。結合4號閥桿第二階段的冷態間隙為0.58～0.60m m，計算得到閥桿與軸套處存在0.312～0.332mm的熱態安裝間隙。

4.3 球頭與上球頭座的熱膨脹量仿真

添加重力，設置球頭和下球頭座為摩擦接觸，球頭和上球頭座無接觸，上下球頭座為綁定（bond）接觸，以上球頭座兩端的沉頭孔為參考點，在上下球頭座的螺栓孔位置施加螺栓拉力為269N，如圖8a所示，對高壓調門球頭與球頭座熱膨脹量進行仿真計算，結果如圖8b所示。

圖8 球頭與上半聯軸器的仿真

由于重力作用，球頭和下球頭座始終為摩擦接觸狀態，在冷態時安裝間隙為1.18mm時得到球頭和上球頭座的軸向熱膨脹量分別為0.471mm、－0.145m m，則高壓調門球頭和上球頭座總的軸向熱膨脹量為0.471－（－0.145）＝0.616mm，大于該處標準安裝間隙（0.15～0.225mm）。4號閥桿與球頭恢復原設計時，球頭和上球頭座的安裝間隙為0.8mm，計算得熱態安裝間隙為0.8－0.616＝0.184mm。結果表明，按廠家提供的冷態安裝間隙裝配后，熱態工況下球頭與上球頭座為過盈配合，而球頭和上球頭座在滿負荷工況下存在間隙，該問題可能導致球頭與上下球頭座在蒸氣壓力的作用下產生高頻振動及疲勞源，并造成閥桿斷裂。

5 總結與討論

根據以上分析，將3個部位有限元仿真計算得到的實際熱態安裝間隙與標準安裝間隙進行比較，見表3?；钊h與閥體、閥桿與軸套均為間隙配合；理論上球頭和上球頭座為過盈配合，實際是間隙配合，導致球頭與上下球頭座在蒸氣壓力的作用下產生高頻振動及疲勞源，并造成閥桿斷裂。

表3 熱態安裝間隙與配合關系 （mm）

根據閥桿斷裂產生原因分析，提出以下具體改進方案。

1）閥桿和球頭處應恢復原設計，去除定位焊，以防止產生應力集中現象。

2）調整球頭處冷態安裝間隙，使球頭與球頭座在熱態下過盈配合，抑制閥桿振動。根據調門溫度場仿真結果，合理的間隙布置應為球頭處在熱態時無間隙，活塞環與閥桿處在熱態時留有適當的間隙，以保證往復運動的正常進行。建議按照設備制造廠家的冷態安裝間隙標準進行裝配控制。

3）如不具備調整閥桿與軸間隙、活塞環與閥體間隙窗口，可先調整球頭與球頭座間隙進行驗證。

6 結束語

通過振動測試數據分析，結合有限元溫度場仿真與熱膨脹量的計算，對高壓調門閥桿斷裂問題進行分析，得出閥桿異常振動及斷裂的原因為閥桿與球頭座處熱態間隙的不合理，并提出后續改進方案。