黃柳燕，王建偉，王鑫，莫一波

(東方汽輪機(jī)有限公司，四川 德 陽，618000)

0 引言

隨著煤炭等不可再生資源的日漸枯竭及國家對 “節(jié)能減排”日益嚴(yán)格的要求，如何深度降低能耗和CO2的排放成為各設(shè)計院及汽輪機(jī)制造廠商亟待解決的問題。提高蒸汽參數(shù)，進(jìn)而提高汽輪機(jī)效率無疑是當(dāng)前的主流解決方法。

東方汽輪機(jī)公司1 000 MW超超臨界汽輪機(jī)組已將蒸汽參數(shù)提升至28 MPa/600℃，而高壓主蒸汽閥門是承受高溫、高壓蒸汽的重要部件，且其閥殼受力情況復(fù)雜。傳統(tǒng)的球殼計算公式盡管提供了一種設(shè)計閥門壁厚的計算方法，但其應(yīng)力強(qiáng)度值單一，因此，本文在傳統(tǒng)計算閥殼壁厚的基礎(chǔ)上，結(jié)合有限元計算分析閥殼強(qiáng)度，進(jìn)而對閥殼進(jìn)行優(yōu)化，這樣，既確保了閥門的長期安全穩(wěn)定運(yùn)行，又能充分利用材料強(qiáng)度。

1 閥殼壁厚理論計算方法

閥殼壁厚的傳統(tǒng)設(shè)計方法是根據(jù)閥殼腔室型線，用 《火力發(fā)電設(shè)備技術(shù)手冊》厚壁圓筒計算公式[1]或球殼計算公式，初步算出壁厚，以計算出的壁厚為依據(jù)，設(shè)計出合適的壁厚，進(jìn)而核算閥殼應(yīng)力強(qiáng)度。本文利用的公式如下，其中式（1）為球殼公式，式（2）為厚壁圓筒公式：

式中：

t—?dú)んw壁厚，cm；

P—內(nèi)壓力， MPa(表壓)；

Dn—內(nèi)壁直徑，由腔室型線確定，cm；

[σ]—在設(shè)計溫度下的許用應(yīng)力，MPa；

φ—焊縫系數(shù)，或許用應(yīng)力折減系數(shù)，根據(jù)參考文獻(xiàn)1表2-10-1選取，本文中取為1；

C—附加余量，考慮鑄、鍛件工藝減薄量和腐蝕裕量等因素后附加的余量，cm。

閥門入口參數(shù)為28 MPa，600℃，通常情況下，設(shè)計計算時的壓力取為入口壓力的1.05倍，即29.4 MPa，本文所有計算均取該值。通過公式（1）、（2）可初步確定閥殼厚度。本文中初步計算出閥殼球殼處壁厚為180 mm，內(nèi)閥蓋與閥殼配合處圓筒壁厚為260 mm。

2 有限元模型的建立

2.1 有限元前處理

利用三維設(shè)計軟件PROE建立閥門的幾何模型，并將該模型導(dǎo)入到有限元分析軟件ABAQUS中。鑒于閥門的對稱性，取結(jié)構(gòu)的1/2進(jìn)行對稱邊界條件的有限元分析。圖1為主蒸汽閥門的三維模型及網(wǎng)格模型。閥門網(wǎng)格尺寸為45 mm。采用一階四面體單元，整體共有43 585個單元，9 115個節(jié)點(diǎn)。

圖1 1 000 MW超超臨界汽輪機(jī)組主蒸汽閥門模型及網(wǎng)格

2.2 材料選取

主蒸汽閥門的進(jìn)汽參數(shù)較高，故閥殼采用的材料是ZG1Cr10Mo1NiWVNbN。

2.3 邊界條件的確定

應(yīng)力場的邊界條件，既考慮了閥殼內(nèi)壁承受的蒸汽壓力，也考慮了溫度的影響。由于重力對強(qiáng)度的影響與其他載荷作用引起的應(yīng)力相比微不足道，可以忽略不計。

溫度邊界條件主要采用對流邊界條件，凡與流體接觸的表面均取為該條件。實(shí)測數(shù)據(jù)表明，50%處中壁溫度一般要比閥門內(nèi)側(cè)低10℃左右。在穩(wěn)定運(yùn)行時，溫度由內(nèi)壁向外壁基本呈線性分布，因此內(nèi)、外壁20℃左右的溫差與實(shí)際過程相吻合[2]。閥殼的外表面邊界條件通過控制內(nèi)、外壁溫差為20℃來確定放熱系數(shù)及外壁所處環(huán)境溫度。

根據(jù)工程實(shí)際經(jīng)驗(yàn)，啟停工況下的閥殼熱應(yīng)力可通過控制閥殼內(nèi)、外壁溫差達(dá)到80℃來模擬該工況下的熱應(yīng)力情況。通過此種方式計算出的應(yīng)力強(qiáng)度，既與實(shí)際情況相吻合，又能確保閥門安全穩(wěn)定運(yùn)行。

3 穩(wěn)態(tài)及啟停工況下閥殼溫度場、應(yīng)力場計算

由于汽輪機(jī)主汽閥門在啟停及穩(wěn)定運(yùn)行工況下的受力情況復(fù)雜，尤其是啟停工況下，內(nèi)、外壁的溫差較大，故本文對穩(wěn)定運(yùn)行工況及啟停工況分別進(jìn)行應(yīng)力分析。

圖2為傳統(tǒng)方法設(shè)計出的閥殼穩(wěn)定運(yùn)行工況下的溫度場。圖示表明，球殼處內(nèi)外壁溫差20℃。

圖2 主蒸汽閥門穩(wěn)態(tài)工況下的溫度分布圖

圖3 主蒸汽閥門穩(wěn)態(tài)工況下的MISES應(yīng)力分布圖

圖3為閥殼承受工作壓力的1.05倍即29.4 MPa以及溫度載荷時的應(yīng)力場分布圖。從圖中可以看出，閥殼整體應(yīng)力水平較低，平均應(yīng)力50 MPa左右，局部存在應(yīng)力集中現(xiàn)象。最大應(yīng)力出現(xiàn)在閥門進(jìn)汽管與閥殼連接位置處，此處的應(yīng)力值較大是由于過渡不光滑造成。在ABAQUS中[3]，利用線性平均方法考察主汽閥球殼中心水平面處的應(yīng)力及內(nèi)閥蓋與閥殼配合處截面應(yīng)力，并與傳統(tǒng)理論計算方法進(jìn)行對比。由文獻(xiàn)[1]可知，閥殼在壓力作用下的應(yīng)力屬于一次應(yīng)力，熱應(yīng)力屬于二次應(yīng)力。各類應(yīng)力強(qiáng)度的限制見表1。

啟停工況下的閥殼溫度場分布及應(yīng)力場分布結(jié)果如圖4、圖5所示。

圖4 主蒸汽閥門啟停工況下的溫度分布圖

圖5 主蒸汽閥門啟停工況下的應(yīng)力分布圖

表1 各類應(yīng)力強(qiáng)度限制表

表2 兩種方法計算出的閥瓣中心水平面應(yīng)力對比

從表2可以看出，穩(wěn)態(tài)工況下，熱應(yīng)力對薄膜應(yīng)力及彎曲應(yīng)力之和有抵消作用。但在啟停工況下，由于溫度梯度大，熱應(yīng)力數(shù)值占主導(dǎo)地位，因此，啟停工況下的薄膜應(yīng)力與彎曲應(yīng)力及熱應(yīng)力之和較穩(wěn)態(tài)下的該值要大得多。此外，表2中的數(shù)據(jù)對比表明，利用傳統(tǒng)的理論方法算出來的閥殼應(yīng)力值單一，不管是球殼中心水平面處應(yīng)力還是內(nèi)閥蓋與閥殼配合面處應(yīng)力均略小于材料許用應(yīng)力；有限元方法計算出的球殼中心面處應(yīng)力略小于傳統(tǒng)理論方法的計算值且滿足材料許用應(yīng)力，但內(nèi)閥蓋與閥殼配合面處的有限元計算應(yīng)力值較理論計算方法值小得多，存在優(yōu)化空間。因此，本文從該點(diǎn)出發(fā)，對內(nèi)閥蓋與閥殼配合面處的壁厚進(jìn)行優(yōu)化計算。

4 分析與優(yōu)化

本文僅對內(nèi)閥蓋與閥殼配合面處的外壁直徑進(jìn)行優(yōu)化，閥殼腔室內(nèi)型線保持不變。對內(nèi)閥蓋與閥殼配合面處壁厚優(yōu)化原則為：線性化處理后的MISES最大線性平均應(yīng)力應(yīng)滿足強(qiáng)度校核準(zhǔn)則，則認(rèn)為強(qiáng)度合格。優(yōu)化后的閥殼溫度分布圖如圖6所示。

圖6 優(yōu)化后主蒸汽閥門的穩(wěn)態(tài)溫度場分布圖

對優(yōu)化后的閥殼穩(wěn)態(tài)工況進(jìn)行計算，應(yīng)力分布圖如圖7所示。

圖7 優(yōu)化后主蒸汽閥門的穩(wěn)態(tài)應(yīng)力分布圖

啟停工況下，優(yōu)化后閥殼的溫度分布、應(yīng)力分布如圖8、9所示。

圖8 優(yōu)化后主蒸汽閥門啟停工況下的溫度分布圖

圖9 優(yōu)化后主蒸汽閥門啟停工況下的應(yīng)力分布圖

從圖2～圖9可以看出，優(yōu)化前后的閥殼溫度場分布、應(yīng)力分布基本沒有實(shí)質(zhì)的差別，不管是溫度分布趨勢，還是最大應(yīng)力位置。優(yōu)化后的閥殼球殼與進(jìn)汽管過渡處應(yīng)力仍較大，主要是幾何突變所致，導(dǎo)致局部應(yīng)力集中，設(shè)計時將此兩處光滑過渡，即可解決應(yīng)力集中問題。優(yōu)化后的內(nèi)閥蓋與閥殼配合面處壁厚為240 mm。優(yōu)化前后內(nèi)閥蓋與閥殼配合面處線性平均應(yīng)力對比見表3。

表3 優(yōu)化前后內(nèi)閥蓋與閥殼配合面處線性平均應(yīng)力對比表

從表3可以看出，優(yōu)化后內(nèi)閥蓋與閥殼配合面處線性最大平均應(yīng)力在穩(wěn)態(tài)工況及啟停工況均有較大的提高，且應(yīng)力分布規(guī)律與優(yōu)化前相同，應(yīng)力值仍處于強(qiáng)度校核范圍內(nèi)。強(qiáng)度滿足設(shè)計要求，改善效果顯著。

5 總結(jié)

本文通過對東汽1 000 MW超超臨界機(jī)組主蒸汽閥門閥殼的結(jié)構(gòu)設(shè)計，利用有限元分析方法校核穩(wěn)態(tài)工況、啟停工況的閥殼強(qiáng)度，并與傳統(tǒng)理論計算強(qiáng)度方法進(jìn)行對比分析，得出以下結(jié)論：利用球殼計算公式設(shè)計閥瓣處的壁厚，其應(yīng)力值與有限元計算結(jié)果幾乎沒有差別；而對于內(nèi)閥蓋與閥殼配合面處壁厚的設(shè)計，傳統(tǒng)方法計算閥殼強(qiáng)度偏保守。

但本文不停留于此，筆者采用線性最大平均應(yīng)力法對內(nèi)閥蓋與閥殼配合面處壁厚進(jìn)行優(yōu)化，計算結(jié)果表明閥殼強(qiáng)度滿足設(shè)計要求，從而充分利用了閥殼材料強(qiáng)度，為工程設(shè)計制造閥殼壁厚提供了有效的數(shù)據(jù)參考。