数值模拟分析汽机调节阀阀体三维瞬态温度场及应力场

    电厂设备中，调节阀是重要的辅机设备，电厂的统计表明电站汽轮机前端的主蒸汽调节阀门的强度失效对电站的生产造成了巨大的经济损失，某电厂在国产125MW机组运行八年后，检修中发现在调节阀阀体上出现多条裂纹，电厂技术人员认为裂纹与机组的频繁启停有关。

    本文采用有限单元法对该型号阀门在汽机冷态启停工况下的瞬态温度场、热应力场、机械应力场及综台应力场进行计算，并给出了温态、热态启停工况下的应力场计算结果，得到了可供参考的结论。

一、阀体有限元模型剖析

    阀体结构尺寸为：阀门的进汽管外径为350mm、内径为250mm；出汽管外径为250mm、内径为150mm；阀杆孔直径为200mm；汽室内径为350mm，汽室壁厚为60mm；上平台平面到汽室中截面距离为315mm。

    模型精度直接关系到有限元计算的准确性。根据阀体的几何形状及结构特点，本文中采用人工编程与使用SuperSAP软件交互分块剖分来完成建模的方法，为了提高结构突变部位的精度，在模型的局部进行了细分及均匀过渡，较好的完成了有限元前处理部分的工作。由于载荷的不完全对称的特点，在分析研究过程中取整体阀体为研究对象，有限元分析模型如图l所示。模型共剖分六面体八节点单元6253个，节点4992个。

二、阀体瞬态温度场分析

    1、边界条件

    温度场边界的确定是温度场计算的基础，根据阀体内流质的特性，蒸汽室内部边界为强迫对流换热；阀体外表面包有保温材料，保温材料的导热系数很小，可视为绝热边界；阀芯孔周围存在一定的蒸汽泄露，但由于流量较小，故放热系数维持在较低的水平。由于阀门内部流体运动的复杂性使得蒸汽室内放热系数的计算没有一致的标准，本文中以文献[3]中提供的经验公式为依据，其计算公式由式（1）所示。

        （1）

    式中：h--放热系数.W/（m²℃），λ--流质导热系数，W/（m²K），Nu--努塞尔数，Re一雷诺数，Pr--普朗特数，d--定性尺寸，mm。

    文中以典型冷态启停曲线为计算工况。启动过程：阀体初温取室温为3O℃，蒸汽初温为250℃，440min内完成启动过程，机组达到额定负荷，额定负荷时蒸汽压力为13.7MPa，蒸汽温度为540℃，启动过程中暖机2次；停机过程：经过300min后，蒸汽参数由额定参数降低至启动开始时的参数，停机过程中暖机1次。根据蒸汽参数的不同，冷态启动和停机过程中阀体内表面各区域的放热系数分别觅表l和表2。表中区域l为阀体进汽口内壁，区域2为蒸汽室内壁，区域3、5分别为l号出汽口和4号出汽管扩散器段内壁.区域4、6分别为l号出汽口和4号出汽口内壁。

表1 冷态启动过程中阀体内壁对流放热系数W·m^-2℃

表2 冷态停机过程中阀体内壁对流放热系数W·m^-2℃

    2、温度场计算结果

    图2所示为冷态启动1min时阀体进汽口纵截面段1号、4号出汽口纵截面温度场，单位为℃。从图2的等值线图中可以看出如下几点：

    （1）入口管轴截面等温线极密，说明此处温度梯度很大，这是由于入口管内表面放热系数较大，内壁温升较快，而外壁温升滞后，造成此处产生大的径向温差。
    （2）各区域等温线都平行于内外壁，说明各区域主要存在径向温差，而且内壁温度高于外壁温度。
    （3）4号出汽口的温度场分布与1号出汽口的温度场分布基本相同，只是温度数值略低，这是因为启动开始时1号出汽口内的蒸汽温度比4号出汽口内的蒸汽温度高。

    由于进汽口与蒸汽室相贯处的结构形状复杂，易产生应力集中，故本文图3给出了该处关键点A与B点温差变化规律曲线。由图3中可以看出：

    （1）启动开始初期温差最大，达到64.7℃。其原因在于启动时阀体初始温度为3O℃，而蒸汽温度为250℃，蒸汽进入蒸汽室后.阀体内壁紧随蒸汽温度，由于热惯性的作用外壁温升明显滞后于内壁，产生较大的温差。
    （2）随后，由于蒸汽温升率较小、壁厚较薄.热量从内壁向外壁传递较快，内外壁温差逐渐减小，启动过程中曲线出现了两次渡动，说明暖机使温差减小，升温后温差又加大。
    （3）启动结束后约20min温差基本不变，保持为5.8℃，这表明该点温度基本达到准稳态。
    （4）停机过程中，由于蒸汽温度降低而外壁绝热，阀体内壁温度小于外壁温度。

三、阀体应力场分析

    1、热应力场分析

    计算表明，启动7min时的热应力达到峰值，图4给出了此时的阀体热应力场Mises应力等值线图，单位为MPa。从图4中可以看出：

    （1）由于进汽管内蒸汽的放热系数大于其它区域的放热系数，造成此处径向温度梯度大，因此进汽管内的应力梯度明显大于其余部分的应力梯度。
    （2）在进汽管与蒸汽室相贯处结构突变，故此处的应力梯度最大，且存在较大的热应力集中，最大应力达到269.2MPa（A点）。
    （3）4号出汽口的应力分布与1号出汽口的应力分布基本相同，只是应力数值略低，这是因为4号出汽口内的蒸汽参数比1号出汽口内的蒸汽参数低.温度梯度小。

    2、机械应力场及综合应力场分析

    因为不存在时间累计效应，相对于热应力场变化规律，由内压产生的机械应力场的变化规律与蒸汽压力的变化相对应。计算结果表明机械应力最大值的产生部位与热应力的最大值部位（A点）不同，在蒸汽压力升高到最大值时，机械应力最大值在阀芯孔与蒸汽室相贯肩部产生（C点和D点），为193.2MPa，此时该处综合Mises应力为223.76MPa。图5为冷态结束时刻的综合应力场Mises应力等值线从阀体蒸汽室纵截面沿-X方向向YOZ面的投影图，从图中可以看出C点、D点处的应力水平较高。

    阀体在启动阶段承受着不断变化的热应力及机械应力的作用，本文以热应力最大值点A和综合应力最大值C点为研究对象，说明综合应力的变化规律。图6中（a）、（b）分别给出了A点和c点热应力、机械应力、综合应力随时间变化曲线。图中1为机械应力、2为热应力、3为综合应力。

    分析图6可以得到如下结论：

    （1）启停过程中，A点综合应力主要表现为热应力，C点综合应力表现为机械应力，这说明由于A点和C点在阀体上所处位置不同综合应力中机械应力、热应力所占比例不同：
    （2）启动7min左右，在A点热应力出现峰值，达到269.2MPa。随着启动时问的增加，热应力数值逐渐下降，说明温度分布不均的理象正慢慢得到改善；
    （3）机械应力曲线的变化与启动过程蒸汽压力变化曲线基本一致。

四、阀体疲劳寿命计算

    阀体在汽轮机的启动过程中，承受较大的温度变化和内压的变化。汽轮机启停一次，机械应力和热应力完成一次应力循环。因此，应对阀体的启停过程进行疲劳寿命分析。

    由于目前与阀体材料ZG20CrMoV有关的实验数据有限，考虑到文献[5]中提供的材料ZG15Cr2MoV与ZG20CrMoV的性能参数相近，故以该种材料为计算依据，文献[5]提供的寿命计算公式如式（2）

    ε_t= 0.00166N^-0.0582+0.1852N^-0.5702     （2）

    式中：ε_t-全应变；N-疲劳寿命，1/N即为每次应力循环的寿命损耗。

    全应变ε_t的计算关系式为：

    ε_t=2σ_eqK_ε/E    （3）

    式中σ_eq--计算点的公称当量应力，MPa
    F--工作温度下的弹性模量，MPa
    K_ε--弹塑性应变集中系数

    如果机组冷态启停每年l0次，温态启停每年40次，热态启停每年240次。每年阀体A点处累计疲劳损耗为3.65%，C点处累计疲劳损耗为8.47%，所以阀体每年的寿命损耗率为8.47%，由于C点处的应力峰值主要表现为机械应力，可知由蒸汽压力产生的寿命损耗大于热应力产生的寿命损耗。

五、结论

    从本文分析计算可以得出如下结论，国产125MW 汽轮机主蒸汽调节阀阀体在机组各态启停过程中：

    （1）启动初期，由于内外壁温差大，热应力较大，综合应力表现为热应力，冷态启动初期的最大值为266.4MPa，出现在A点处。
    （2）启动结束时由于蒸汽压力最高，综合应力主要为机械应力，峰值为223.7MPa，出现在阀芯孔与蒸汽室相贯的肩部，C点处。
    （3）启停过程中，综合应力在不同部位出现应力峰值的时刻不同，A点峰值在启动初期产生，而C点峰值在启动结束时产生。
    （4）阀体每年的寿命损耗率为8.47%，主要由蒸汽压力频繁变化产生。

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