研究分析高温环境下再热主汽阀机构运动性能不确定原因

发布时间:2011-11-01  点击数:2423

    汽轮机由于单机容量大、效率高、寿命长等优点,在电力生产中起着非常重要的作用。蒸汽温度和压力越高,汽轮机效率越高,越需要更加安全可靠的调节阀及驱动机构。然而,随着蒸汽参数的不断提高,在工程实际中阀门机构出现卡涩、关闭不全或关闭延时等的概率持续增加。造成这一故障的原因包括:①阀门轴或阀体由于工艺及材质缺陷,零件加工后发生较大变形;②结构设计时配合选择不合理,间隙过小;③运动件材料选配不合理,表面处理不当;④控制阀门的执行机构失效;⑤高温蒸汽引起的热变形。阀门卡涩等故障严重影响了汽轮机的安全和可靠性。因此,对阀门机构进行动力学建模与仿真,并分析其运动可靠性,对于解决阀门卡涩等工程问题具有重要意义。

    机构运动可靠性是衡量机构质量的重要指标。由于机构系统构造复杂,以及制造误差、装配误差、运动副间隙、磨损、构件受力变形和热变形等各种随机因素的综合影响,机构运动可靠性因此而降低。对此,国内外学者提出了许多解决机构运动可靠性的理论和实验方法,每种方法都有各自的特点,但具体解决方法并不适用于再热主汽阀机构的运动可靠性分析。

    针对相同结构的再热主汽门卡涩问题,国内一些研究人员已经开展了相关研究与讨论,文献[8]从解决工程实际问题的角度进行分析与处理。这是电厂普遍采用的一种应急方案,主要依赖于经验判断、逻辑推理和实体解剖等方式,推测卡涩的原因,并通过施加外力、修磨配合件等措施临时解决,属于出现问题后的补救措施,缺乏科学性和普遍性。文献[9]和文献[10]意识到高温蒸汽的热效应将对阀轴与衬套组成的间隙铰系统产生影响,并改变阀门关闭时的动态行为。文献[11]认为,间隙铰系统的装配同轴度误差对机构性能产生重要影响,但未作进一步研究。这些研究成果为卡涩问题的解决提供了方向,但还有待进一步完善,主要表现在几个方面:①有限元分析时,忽略了阀体、支架、轴承盖等零件对间隙铰中轴承热位移的影响,导致数值分析结果存在较大误差;②间隙铰动力学建模存在缺陷,将多个相互影响的间隙铰简化为单个间隙铰,与阀门的实际结构不符;③动力学分析时没有考虑制造误差的影响,如装配同轴度因素,使得无法解释一些工程现象,如相同参数、相同工况的情况下,不同的再热主汽阀在关闭阀门时的动力学性能差别极大;④理论研究的结论与实际情况存在较大的差异,不能从理论上解释工程实践中出现的各种问题。因此,本文将在上述研究的基础上,综合考虑上述因素,进一步探讨高温蒸汽对阀门机构动态行为的影响,致力于通过理论分析,发现实际问题,提出解决方案。

一、再热主汽阀机构运动可靠性分析流程

    1、汽轮机再热主气阀机构

    再热主汽阀机构是汽轮机的重要组成部分,通过控制高温高压蒸汽实现对汽轮机运行状态的控制,其结构及全关/全开状态如图1所示。执行机构由阀轴、阀碟、阀臂、杠杆、连杆、推杆及连接件组成。执行机构可简化为平面偏心摇摆机构,包含两个理想转动副、一个理想移动副、一个含间隙转动副,其中含间隙转动副由阀门轴承系统简化得到。阀门轴承系统工作在高温蒸汽环境,对机构动力学性能影响很大,由阀轴组件和四个轴承组成,阀轴组件是由阀轴、阀臂、阀碟形成的子装配。

图1 再热主汽阀机构三维造图

    2、阀门机构运动可靠性分析流程及影响因素分析

    基于物理建模的阀门机构可靠性分析,就是基于机构输入问题,利用虚拟功能样机技术进行影响因素分析,并置于虚拟工况环境下进行系统级的机构可靠性仿真测试与分析评估过程。基于物理建模的机构可靠性分析过程如图2所示。

图2 基于物理建模的阀门机构运动可靠性分析过程示意图

    问题输入是基于物理建模的阀门机构可靠性分析的基础,表述如下:在高温蒸汽环境下,关闭阀门时存在卡涩、关闭不全或关闭延时等问题,且蒸汽温度越高故障概率越大;其次,相同结构和蒸汽参数的阀门机构仅部分出现上述故障;在没有蒸汽的情况下,关闭阀门时不会出现卡涩、关闭不全等故障,且关闭持续时间小于设计允许的最长持续时间0.3s。

    本文将从机械卡涩的角度对上述故障产生的原因进行分析,并从定量角度建立重要影响因素与阀门机构在关闭阀门时的动力学性能的关系。在再热主汽阀中,阀门轴承系统的阀轴、轴承Ⅲ和轴承Ⅳ部分表面与高温蒸汽接触,热变形改变阀轴与轴承的形状,进一步改变该系统间隙铰的间隙分布。间隙变动引起动配合要素间接触力和摩擦力变动,从而改变机构动力学性能。制造误差也会引起几何要素变动,并导致间隙变动。阀门机构中,制造误差包括间隙铰动配合要素的尺寸误差、阀门轴承系统中轴承间的同轴度误差。由于再热主汽阀的工作环境、结构和基本尺寸已经确定,配合要素公差带设计与制造误差控制的不确定性,将是引起新投入运行的阀门机构动力学性能不确定性的重要因素。

    总之,阀门机构可靠性分析不仅仅是利用计算机三维造型技术建立的装配模型,它还要考虑材料属性、构件尺寸、制造误差及工况下的环境等各种因素。上述物理因素通过阀轴承系统各间隙铰,对阀门机构动力学性能施加作用,并影响机构可靠性。基于间隙铰的真实间隙的动力学分析是链接各种物理因素与机构可靠性分析的纽带,需要重点分析。

二、工况下间隙变动模型

    分析机构动力学时,间隙铰的参数通常是已知的,且常常被简化为平面或空间约束,以限制轴线的变动范围,间隙则被定义为孔半径与轴半径的差值。在再热主汽阀的阀轴轴承系统中,间隙铰在受热变形、尺寸误差、同轴度误差和初始间隙的综合因素下,间隙铰的表达形式要复杂一些,间隙可用下式表示:

    

    其中:ci_r表示第i个铰链的初始间隙;ti_J和ti_B分别表示第i个轴颈和轴承的尺寸误差;ε i_J(z)和ε i_B(z)分布表示第i个轴颈和轴承的热变形,是轴承长度方向的函数。

    1、热变形对间隙的影响

    在高温蒸汽环境下,再热主汽阀机构的阀体内部充满600℃、4.7MPa的蒸汽,材料热膨胀的特性将使零件发生变形,用傅立叶方程和运动方程来表示热变形的一般方程:

    

    其中:λt表示热传导系数;ui表示零件的热位移;λc和μc表示常数;αt表示热膨胀系数;ρ、T和Q分别表示密度、温度和热源密度。

    有限元方法用来计算高温环境稳态时该机构各零件的温度场、应力场和位移场,其中阀轴与轴承表面各点位移场如图3所示。分析结果显示,零件上各点热变形随高温蒸汽的距离增加而迅速减小,杠杆、连杆、推杆等零件热位移非常小,可忽略不计;阀轴上各点的径向位移比轴承上对应点要大得多,因此热变形将使间隙铰的间隙缩小,缩小量等于阀轴上各点热位移与轴承上各点热位移的差值。

图3 热变形引起的阀轴与轴承表面各点径向位移

    2、名义间隙与尺寸误差

    在再热主汽阀机构中,初始间隙满足c1_r=0.023mm,c j_r=0.031mm(j=2,3,4)。阀轴与各轴承的尺寸误差满足ti_J,ti_B∈[-0.01,0.01],i=1,2,3,4。

    3、尺寸误差和热变形共同作用下间隙铰间隙变动模型由式(1)可知,阀门机构间隙铰的真实间隙取决于初始间隙、尺寸误差和热变形,各间隙铰的间隙表示如图4所示。

图4 热变形和尺寸误差作用下阀轴与轴承配合便面共轭点半径间隙

    分析数据表明,阀轴及所有轴承保持同轴时,阀轴与各轴承的真实间隙均为正间隙。文献[9]表明,阀门机构间隙铰的间隙为正,间隙变动不会引起机构动力学性能剧烈变动,更不会引起机构卡涩等问题。在工程实践中,由于制造误差和装配误差,轴承间的同轴度误差难以消除。如果同轴度误差大于间隙铰的实际间隙,阀轴将发生变形,并产生接触力,影响机构动力学性能。

三、同轴度误差及非均匀间隙的旋转铰系统建模

    1、同轴度误差及非均匀间隙的旋转铰建模

    在阀门机构中,含间隙的旋转铰考虑制造误差、热变形等多种物理因素后,间隙是配合长度的函数。如果轴孔同轴,则任意单个含间隙旋转铰可表示为以基准轴线为中心线、真实间隙为半径的旋转面,如图5所示。假设孔的轴线固定且为基准线,轴的轴线在间隙旋转面内变动,形成两个或一个内接圆锥。圆锥的一个端面为最小半径截面,另一个端面为间隙旋转面的端面或与圆锥相切的截面。两个内接圆锥中,具有较小锥角的圆锥称为间隙锥。

图5 间隙锥模型

    轴与孔不同轴时,间隙锥可用来衡量同轴度误差允许变动的三维空间。间隙锥能够补偿的最大偏心距等于小端面的半径,能够补偿的最大偏角为γ。如果同轴度误差超出间隙锥,轴的轴线必将发生变形,从而产生附加接触力。

    2、旋转铰系统建模

    再热主汽阀机构中,阀轴与四个轴承配合形成四个含间隙旋转铰。由于制造和安装的误差,轴承的轴线都会偏离基准轴线。在热变形和动配合要素尺寸误差等物理因素综合作用下,间隙锥的径向尺寸可能远小于名义间隙,以至于无法补偿各轴承的同轴度误差。图6表示了一种极限状态,所有轴承的同轴度误差均处于设计允许的极限状态下,而间隙锥根据图4中的最小间隙数据建立。在该状态下,阀轴的轴线在通过四个间隙锥时必定会发生变形,并产生附加接触力。计算接触力时,需要考虑外力的影响作用,Fd是阀门在全开状态下阀轴所受的外力,其大小等于弹簧力和阀轴、阀碟等零件重力的合力。

图6 旋转间隙铰系统的间隙锥模型

四、间隙铰系统接触力和摩擦力模型

    1、间隙铰系统接触力模型

    在再热主汽阀机构中,文献[9]应用改进的赫兹模型建立接触力模型,阀轴轴承系统的所有间隙铰都看作独立、相同的间隙铰,忽略轴承间的同轴度误差。本文在接触力建模时扩展了前面的研究,将阀轴轴承系统的四个间隙铰作为一个系统,并考虑了同轴度误差。

    在工况下,阀轴轴承系统的间隙锥考虑了间隙铰初始间隙、尺寸误差和同轴度误差,能够描述间隙铰的真实间隙和位置。因此,间隙铰系统接触力模型可根据间隙锥创建。对于图6所示的间隙锥,阀轴轴线穿过所有的间隙锥,假设变形后的阀轴轴线只发生纯弯曲,则弯曲后的阀轴轴线为如图7所示模型的一种,是非静定多支点接触模型。

图7 阀轴-轴承系统的多支点接触力建模

    对于上述接触模型的求解,研究者已经提出了多种方法,包括有限元法、有限差分法、积分法、叠加法等。本文采用叠加法求解,其求解方法属于材料力学的基本理论,故不展开讨论。

    计算步骤:

    步骤1 使用图7a的模型计算,结果如下:RA=364540N,RD=443630N,RE=170460N,RF=124520N,Mf=17926N•m。使用该模型计算,结果与图7a假设方向一致,计算模型是合理的,摩擦力矩为17926N•m

    步骤2 使用图7b的模型计算,结果如下:RA=35920N,RD=437740N,RE=187970N,RF=138790N,RQ=-29360N。其中,RQ数值为负值,接触力方向与假设方向不一致,从而计算模型错误。

    步骤3 使用图7c的模型计算结果如下:RA=37400N,RD=459550N,RE=274240N,RF=493560N,RL=-368730N,RQ=63860N。其中,RL数值为负值,接触力方向与假设方向不一致,从而计算模型错误。

    从上述计算结果可知,轴承Ⅰ、Ⅱ、Ⅲ和Ⅳ同轴度误差分别为0.22mm,0.2mm,0.21mm,0.26mm,间隙大小如图4所示,计算接触力的合理模型应该为图7a,确定该模型必须通过计算才能确定。

    2、间隙铰系统摩擦力模型

    接触物体产生相对滑动时将产生摩擦力,其方向与接触表面相切,且与滑动速度方向相反。采用改进的库仑定律表示接触力模型[15],

    

    式中:cf=0.25表示摩擦系数,FN是法向接触力,vT是相对切向速度。于是,假设纯滚动条件下,阀轴轴承系统在关闭阀门时总的摩擦力矩可表示为

    

    式中:Mf表示阀轴轴承系统中总的摩擦力矩,与阀轴旋转方向相反;F i_T表示第i支点处的摩擦力,其数值可以通过式(4)求得,ri表示支点所属配合面的名义半径。

五、阀门机构动力学分析和运动可靠性分析

    1、含间隙铰系统的机构动力学分析

    再热主汽阀机构是具有完整约束的多体系统,可应用下列方程描述系统的动力学性能:

    

    式中:M, K,q分别为阀门机的质量矩阵、广义加速度矢量、刚度矩阵和广义坐标矢量;λ为拉格朗日乘子;Q是作用于系统的广义力矢量;Φ(q,t)=0是约束方程,Φq是约束方程的雅克比矩阵。

    当600℃的高温蒸汽通过汽轮机再热主气阀机构时,间隙铰系统受到初始间隙、制造误差和热变形的综合作用,考虑实际间隙铰系统的作用,阀门机构的动力学方程可表示为

    

    2、阀门机构可靠性分析

    阀门机构在关闭阀门时,弹簧力和重力为驱动力,其中弹簧力表示如下,阀门全开状态,;=-15°;全关状态,;=75°。

    

    在再热主气阀关闭过程,阀碟和阀臂重力产生的力臂随关闭角度的增大而减小。由于重力产生的驱动力矩远小于弹簧力产生的驱动力矩,在动力学分析时,远小于弹簧力产生驱动力矩,在阀门关闭过程的动力学分析中,采用全开状态的重力力矩替代实际重力力矩。根据上述数据,可以得到在阀门全开状态的驱动力矩Md=3460N•m。

    针对间隙铰系统产生的不同摩擦力矩,机构有四种状态:

    ①摩擦力矩满足Mf≥3460N•m,阀门机构发生卡涩;

    ②摩擦力矩满足,且小于3460N•m,由动力学分析可得2950N•m≤Mf≤3460N•m,阀门机构关闭不全;

    ③阀门机构关闭延时,摩擦力矩满足2050N•m<Mf<2950N•m,其中Mf=2050N•m对应阀门关闭时间0.3s,为设计关闭阀门的最长持续时间;

    ④摩擦力矩Mf=2050N•m,机构动力学性能完全满足设计要求。

    间隙铰系统的初始间隙由设计蓝图确定,是常数。在高温蒸汽环境,机构的热效应达到稳态时,动静配合要素的热变形也是常数。尺寸误差、同轴度误差是由制造误差引起的,是阀门关闭过程摩擦力矩不确定性的根源,并导致阀门机构动力学的不确定性。图8表示尺寸误差与同轴度误差变动时,间隙铰系统的摩擦力矩曲线。其中,曲线C1对应参数为ti_J=0.01mm,ti_B=-0.015mm,i=1,2,3,4,轴承Ⅰ、Ⅱ、Ⅲ的同轴度误差分别为0.22mm,0.2mm,0.21mm,轴承Ⅳ的同轴度误差变动;曲线C2,轴承Ⅰ、Ⅱ、Ⅲ的同轴度误差为零,其余参数同曲线C1;曲线C3,ti_J=ti_B=0,i=1,2,3,4,其余参数同C1;曲线C4,ti_J=ti_B=0,i=1,2,3,4,轴承Ⅰ、Ⅱ、Ⅲ的同轴度误差为零。本文中同轴度误差指偏斜的轴承轴线在端面的投影距离。

    由图8可知,极小的同轴度误差、尺寸误差变动都会引起摩擦力矩急剧变动。此外,同轴度误差对摩擦力矩的影响更大,只要阀轴轴承系统存在同轴度误差,即使所有零件都处于名义尺寸,阀门机构出现卡涩、关闭不全、关闭延时的故障概率就会是比较大的。最后,图8的数据表明,所有轴承同轴度误差较小时,摩擦力矩保持较小且基本不变,分析表明,此时的间隙铰间隙大于同轴度误差,也就是说适当放大间隙,将能保证阀门机构运动可靠性。但若间隙铰间隙过大,会引起高压蒸汽沿阀轴方向或阀碟与阀座配合面泄露,产生巨大的安全隐患。

图8 尺寸误差与同轴误差作用下间隙铰系统摩擦力矩

    根据分析结果,提出将衬套Ⅲ和衬套Ⅳ的装配同轴度误差控制在0.15mm范围内,并将轴承Ⅲ和轴承Ⅳ的公差带调整为[0.08,0.1],其余参数保持不变。调整参数后,当制造误差满足公差设计要求,阀轴轴承系统产生的附加阻力矩都将远小于主动力矩,确保机构关闭阀门的运动学性能。

六、结论

    某汽轮机厂600M超临界汽轮机的非平衡式摇摆结构的再热主汽阀在实际运行时,部分机构在关闭阀门过程存在卡涩、关闭不全、关闭延时等问题,且蒸汽参数越高故障越严重。本文从机械卡涩的角度对上述机构故障进行了分析,重点研究了阀轴与轴承的动态配合与阀门关闭性能的定量关系。其中,高温蒸汽、尺寸误差和轴承的装配同轴度误差都将影响阀轴与轴承的配合间隙。这些因素的综合作用造成阀轴、轴承之间的接触力发生较大的波动,影响关闭阀门的运动学性能。本文提出了间隙锥模型,实现了定量分析热变形、尺寸误差、配合要素尺寸、装配同轴度误差与阀门机构运动学性能的方法,为解决此类问题提供了有效方案。在方案优化方面,结构、蒸汽参数、基本尺寸为恒定的参数,重点考虑配合要素的公差设计及制造误差控制对机构运动学性能的重要影响。