韓方亮，孫 軼，胡少文

（長動集團(tuán) 武漢汽輪發(fā)電機(jī)有限公司汽輪機(jī)研究所，武漢 430074）

汽輪機(jī)主汽閥是主蒸汽進(jìn)入汽輪機(jī)的總閥門，對保證汽輪機(jī)啟停和運行起關(guān)鍵作用，其通常為一個二位閥，即只有全開和全關(guān)兩種狀態(tài)。在危急情況下，主汽閥要能在極短的時間內(nèi)快速關(guān)閉，切斷汽源，使機(jī)組迅速停機(jī)，以防止機(jī)組超速過大，從而避免事故發(fā)生。

從汽輪機(jī)的安全角度來說，主汽閥的關(guān)閉速度越快越好，這樣可以最大限度避免汽輪機(jī)發(fā)生超速，但閥門關(guān)閉速度過快，閥碟和閥座之間會發(fā)生猛烈的碰撞，嚴(yán)重時將導(dǎo)致閥碟和閥座碎裂，甚至?xí)l(fā)生汽輪機(jī)飛車事故。因此，設(shè)定合適的關(guān)閉速度，詳細(xì)校核閥門關(guān)閉時的沖擊強(qiáng)度，是設(shè)計中必須考慮的關(guān)鍵問題。

主汽閥關(guān)閉時，運動件以一定的速度撞向閥座，同時受到主汽閥操縱座彈簧力、蒸汽壓力等多種外力的作用，因此，我們不能簡單地按照靜力學(xué)的方法計算所承受的力，而應(yīng)該依據(jù)沖擊載荷理論進(jìn)行校核。我們知道，傳統(tǒng)的理論計算方法基于多種假設(shè)和經(jīng)驗公式，有一定的局限性。隨著有限元技術(shù)的不斷發(fā)展和完善，尤其是瞬態(tài)動力學(xué)仿真技術(shù)的成熟，對于這種短時沖擊載荷的計算已經(jīng)很方便。本文采用有限元瞬態(tài)動力學(xué)方法，對一種側(cè)向布置的主汽閥進(jìn)行了仿真計算，能為設(shè)計人員提供設(shè)計指導(dǎo)。

1 部套結(jié)構(gòu)和分析模型

圖1為武漢汽輪發(fā)電機(jī)有限公司某型側(cè)向布置的主汽閥和主汽閥的操縱座裝配總圖，該主汽閥布置在汽缸左側(cè)，直接與汽缸蒸汽室連接，操縱座布置在主汽閥下部。

圖1 部套結(jié)構(gòu)簡圖（旋轉(zhuǎn)后）

模型圓周對稱，只取1／8進(jìn)行仿真分析。彈簧采取剛度等效的原則進(jìn)行簡化，預(yù)壓長度與設(shè)計值一致。網(wǎng)格劃分局部視圖如圖2所示，在接觸碰撞區(qū)域加密了網(wǎng)格。為方便后文描述，部件2、3、5、6、7、9合稱為運動件。仿真的開始點為下文所述t1時刻，即閥門處于碰撞初始點，以速度V1撞向閥座。這樣做是為了減少計算量和時間，當(dāng)然，也可從閥門全開狀態(tài)的t0時刻開始計算，但這個過程只是簡單的剛體加速過程，計算時間長，沒有必要。

圖2 1／8有限元模型及網(wǎng)格（旋轉(zhuǎn)后）

2 理論分析

2.1 主汽閥關(guān)閉速度的討論

t0時刻，閥門處于全開狀態(tài)，油動機(jī)提升力處于開始減小的初始點。閥門運動件在向下拉的彈簧力T0、重力G、逐漸減小的油動機(jī)提升力的綜合作用下開始向下變加速運動，其中彈簧力和油動機(jī)提升力都是時間的函數(shù)。t1時刻，閥碟關(guān)閉的瞬間，閥門運動件以速度V1與閥座發(fā)生碰撞。t1時刻后，碰撞沖擊波在構(gòu)建中震蕩，并衰減直到穩(wěn)定，這個時間極短。通過油動機(jī)設(shè)計特性我們知道，在閥門碰撞前，油動機(jī)會給閥門運動件一個緩沖力，使實際閥門關(guān)閉時間和速度發(fā)生了偏移，如圖3所示。通過主汽閥操縱座和油動機(jī)的設(shè)計參數(shù)，可以估算閥門關(guān)閉tc≈0.2s，t1≈0.35s。

圖3 閥關(guān)閉時間和速度關(guān)系圖

文獻(xiàn)［1］提出閥門關(guān)閉時速度的近似計算公式：

其中：H為閥碟開啟行程100mm；t取值范圍為0.2～0.35s。

綜上所述，閥門運動件關(guān)閉時具有的碰撞速度V1＝0.286～0.5m／s。本文取最大碰撞速度0.5m／s進(jìn)行仿真計算，作為設(shè)計校核依據(jù)。

2.2 t1時刻閥門的受力分析

從以上分析可知，t1時刻，閥門運動件以速度V1與閥座發(fā)生碰撞，同時承受彈簧力T1、運動件重力G，由于此時閥門處于關(guān)閉狀態(tài)，主汽閥上下腔室不連通，閥碟和預(yù)啟閥還承受上部主蒸汽壓力P，其中：

式中：K為彈簧剛度；L為預(yù)壓長度。

2.3 瞬態(tài)動力學(xué)分析基礎(chǔ)

動力學(xué)通用運動方程［2］為：

式中：［M］為質(zhì)量矩陣；［C］為阻尼矩陣；［K］為剛度矩陣。

對于瞬態(tài)動力學(xué)分析，方程保持上述形式。阻尼是動力學(xué)分析的一大特點，也是一個易于引起困惑的地方，它只影響動力響應(yīng)的衰減，而本文關(guān)心的是響應(yīng)的極值，所以在分析時忽略了阻尼，則運動學(xué)方程簡化為：

求解瞬態(tài)動力學(xué)方程有兩種方法：模態(tài)疊加法和直接積分法。模態(tài)疊加法計算過程是：確定結(jié)構(gòu)的固有頻率，乘以正則化坐標(biāo)，然后加起來計算位節(jié)點的位移解，這適用于振型n1≤n的情況。直接積分法直接用來求解運動方程，適合有效振型較多的情況，占用很大的計算資源。瞬態(tài)分析運動方程保持為時間的函數(shù)，可以通過顯式或隱式方法進(jìn)行求解，除了Δt要求很小的情況，隱式積分法對于大多數(shù)問題都是有效的。綜合考慮求解精度和效率，本文選取隱式求解器模態(tài)疊加法進(jìn)行求解。

2.4 接觸形式討論

預(yù)啟閥與閥碟，閥碟與閥座碰撞不能簡單地處理成線性的無摩擦接觸。在構(gòu)件高速碰撞的過程中，接觸面不僅存在法向力的傳遞，還存在切向的單元滑移和變形，所以采用摩擦接觸條件更接近實際情況。摩擦接觸是一個多次迭代，允許法向分離和切向滑移的復(fù)雜狀態(tài)變化非線性過程，系統(tǒng)的剛度依賴于接觸狀態(tài)。實際接觸體是互相不穿透的，因此必須加一個強(qiáng)制接觸協(xié)調(diào)法則，防止互相穿透。常用的接觸協(xié)調(diào)方法有Pure Penalty法和Augmented Lagrange法，這兩種方法都基于罰函數(shù)方程［2］：

由上式得出，接觸力一定時，接觸剛度越大，穿透量越小，計算依賴接觸剛度的取值。而Augmented Lagrange法增加了額外因子λ，方程變?yōu)椋?/p>

由于λ因子的加入，對于罰剛度的值變得不敏感，增加了求解的穩(wěn)定性和收斂性。依據(jù)文獻(xiàn)［3］選取摩擦系數(shù)0.13，強(qiáng)制接觸協(xié)調(diào)法則采用Augmented Lagrange法，接觸剛度隨迭代次數(shù)更新。

3 計算結(jié)果和分析

3.1 計算結(jié)果

閥門關(guān)閉時的碰撞過程極短，計算初始條件取V1＝0.5m／s，時間歷程2ms。由于計算過程沒有考慮阻尼和能量的潰散，結(jié)果呈現(xiàn)一個正弦分布狀態(tài)，分析只截取一個周期。

如圖4 所示，閥門在關(guān)閉過程中，閥碟與閥座、預(yù)啟閥與閥碟的最大應(yīng)力都發(fā)生在碰撞接觸面，其它區(qū)域應(yīng)力很小。圖5、圖6、圖7反映了在0.5ms內(nèi)閥座、閥碟、預(yù)啟閥接觸面應(yīng)力隨時間的變化趨勢。圖8反映了碰撞過程中彈簧的長度變化。

圖4 應(yīng)力分布圖

圖5 閥座接觸面應(yīng)力分布

圖6 閥碟接觸面應(yīng)力分布

圖7 預(yù)啟閥接觸面應(yīng)力分布

圖8 2ms時間內(nèi)彈簧變形量

3.2 結(jié)果分析

圖5、圖6顯示，在0.19ms時，閥座接觸面應(yīng)力為467.72 MPa，對應(yīng)的閥碟接觸面應(yīng)力為499.69MPa，達(dá)到最大值。圖6和圖7顯示，閥碟和預(yù)啟閥接觸面的應(yīng)力分布比閥碟與閥座應(yīng)力分布滯后，因為預(yù)啟閥和閥碟都是運動件，只有當(dāng)閥碟與閥座發(fā)生碰撞限位后，預(yù)啟閥和閥碟才會發(fā)生相對運動并碰撞，這個過程會滯后。在0.25ms時，預(yù)啟閥接觸面應(yīng)力為304.19MPa，對應(yīng)的閥碟接觸面應(yīng)力為306.13MPa，達(dá)到最大值。應(yīng)力最大時刻即碰撞速度由V1減小到零、動能轉(zhuǎn)變成構(gòu)件的變形能的時刻。此后，反彈發(fā)生，沖擊波在構(gòu)件內(nèi)部傳遞和震蕩，應(yīng)力分布呈現(xiàn)一個正弦分布。

圖8反映了2ms內(nèi)彈簧的伸長量，彈簧變形為零即彈簧為預(yù)壓長度，此時閥門完全呈關(guān)閉狀態(tài)。從圖中可以看出，在碰撞反彈過程中，彈簧伸長量呈正弦分布，始終為正值，即閥門始終是關(guān)閉狀態(tài)，不會因關(guān)閉不嚴(yán)而漏汽。

設(shè)計時，閥門發(fā)生碰撞的區(qū)域會焊接司太立合金以增加強(qiáng)度，其σ0.2＝515MPa。表1 顯示，閥碟與閥座碰撞接觸面安全系數(shù)偏小，需要對設(shè)計進(jìn)行優(yōu)化，減小閥碟關(guān)閉時的應(yīng)力。

表1 接觸面強(qiáng)度校核表

4 優(yōu)化設(shè)計

4.1 優(yōu)化方案

通過理論分析，閥門關(guān)閉時，閥碟與閥座接觸面應(yīng)力值偏大是因為運動件動能都被閥碟和閥座吸收［4］，針對這種情況，可以在閥碟上開一個彈性卸載槽來分擔(dān)部分沖擊能量。優(yōu)化方案見圖9。

圖9 閥碟優(yōu)化方案

4.2 計算結(jié)果和討論

其它邊界條件不變，對閥碟優(yōu)化設(shè)計后的模型進(jìn)行計算，結(jié)果如圖10、圖11所示。在閥碟上增加卸載槽后，閥座接觸面最大應(yīng)力由467.72 MPa減小到429MPa，對應(yīng)閥碟接觸面最大應(yīng)力由499.69MPa減小到461.84MPa。在整個沖擊能量轉(zhuǎn)化成構(gòu)建變形能的過程中，閥座和閥碟的應(yīng)力均不同程度減小，證明設(shè)計上采用增加卸載槽的方案是有明顯效果的。

圖10 閥座接觸面應(yīng)力分布

圖11 閥碟接觸面應(yīng)力分布

5 結(jié)論

本文將瞬態(tài)動力學(xué)方法應(yīng)用到汽輪機(jī)主汽閥關(guān)閉強(qiáng)度研究中，對瞬態(tài)動力學(xué)分析的幾個主要問題進(jìn)行了討論，提出了關(guān)鍵步驟的選擇方案，可供業(yè)內(nèi)相關(guān)人員參考和借鑒。本文針對一個實際產(chǎn)品進(jìn)行了強(qiáng)度分析，發(fā)現(xiàn)原有設(shè)計方案的閥碟和閥座接觸區(qū)域的安全系數(shù)偏小。依據(jù)分析結(jié)果，本文提出了一種結(jié)構(gòu)優(yōu)化方案，用來指導(dǎo)設(shè)計工作。

閥門關(guān)閉動強(qiáng)度的研究將是閥門設(shè)計的一個重要研究方向。希望本文能為瞬態(tài)動力學(xué)研究方法在閥門優(yōu)化設(shè)計中的工程應(yīng)用起到積極的推進(jìn)作用。

［1］丁有宇.汽輪機(jī)強(qiáng)度計算［M］.北京：水利電力出版社，1985.

［2］蒲廣益.ANSYS Workbench 12基礎(chǔ)教程與實例詳解［M］.北京：水利水電出版社，2010.

［3］姜求志，王金瑞.火力發(fā)電廠金屬材料手冊［M］.北京：中國電力出版社，2001：720－847.

［4］蔣浦寧.汽輪機(jī)主汽閥關(guān)閉動強(qiáng)度分析和研究［J］.熱力透平，2008，37（4）：243－248.