660MW超临界汽轮机主蒸汽阀的有限元仿真分析

    在经济迅速发展的今天，用电量又将迎来一个新的高峰期，因此，保证电厂安全运行显得越来越重要。电厂的大部分设备都是在高温高压的环境中运行，尤其是在启动、停机和变工况下，更是承受着很大的热冲击。由于温度梯度大，引起很大的热应力，加上几十兆帕的高压，稍有不慎，轻则停机，重则引起严重的安全事故。

    主蒸汽阀是控制高温高压蒸汽的重要设备，其阀壳和阀座受力复杂，难以监测。应用三维设计、有限元分析和数值分析等软件，对其进行建模、仿真和数据处理。分析了超临界660MW汽轮机主蒸汽阀的阀壳和阀座在启动工况下的温度场、压力场以及综合应力场，对其强度进行了校核，并为设计制造提供了数据参考。

    2 几何模型的建立

    利用有限元分析软件建立几何模型有很多不便之处，并且不易修改。所以利用三维设计软件建立几何模型，通过三维设计软件和有限元分析软件的接口将几何模型直接导入有限元分析软件中进行分析，实现了两款软件的完美对接。主蒸汽阀的阀壳和阀座的几何模型，如图1所示。图中，标有V1的是阀座，标有V2的是阀壳。对几何模型进行网格划分的结果，如图2所示。由于几何模型比较复杂，如果网格划分粗糙，容易造成计算结果失真，故在关键部位进行了网格细化。尽管运算时间稍长，但结果更加精确。

图1 阀壳和阀座的几何模型

图2 阀壳和阀座的网格划分结果

    3 分析模型

    3.1 瞬态分析理论基础

    阀壳和阀座材料参数均随时间和温度变化，因此应将模型定义为瞬态非线性分析，控制方程如式（1）所示。

    ［C（T）］+｛T｝［K（T）］｛T｝=｛Q（T，t）｝     （1）

    式中：［C（T）］—随温度变化的比热矩阵；

    ｛T｝—温度对时间的导数；

    ［K（T）］—传导矩阵，包括热导率和对流换热系数等；

    ｛T｝—节点的温度矢量；

    ｛Q（T，t）｝—节点的热流率矢量。

    对于瞬态分析，时间步长越小，计算越精确，同时计算量越大，因此应选择合适的时间步长。

    3.2 应力分析理论基础

    第一、二强度理论比较适合脆性材料的分析，第三、四强度理论则适合塑性材料的分析。这里采用第四强度理论—形状改变比能理论进行分析。这个理论可以很好的解释三向均匀受压极不易被破坏的现象，而且比第三强度理论更接近实验结果。它的强度条件如公式（2）所示。

        （2）

    3.3 物理性能的确定

    主汽阀阀壳采用的材料是10315AP，物理性能数据不全，但其性能相当于ZG15Cr1Mo1V，所以采用ZG15Cr1Mo1V的物理性能代替。阀座采用的是12Cr2Mo，两种材料物理性能，如表1、表2所示。

表1 ZG15Cr1Mo1V物理性能

表2 12Cr2Mo物理性能

    注：表1和表2中的单位：温度——℃；比热容单位——J（/kg·K）；弹性模量——GPa；线膨胀系数——与20℃之间，×10^-6/℃；导热率——W（/m·K）；密度—kg/m³。

    3.4 边界条件的确定

    边界条件的准确与否直接关系到仿真精度。因此要尽量使边界条件与实际情况接近。在汽轮机冷态启动过程中，主蒸汽阀温度低于180℃时，要进行主汽阀预暖。预暖过程，热冲击不是十分剧烈，所以本次计算从汽轮机冲转开始。为了进行保守分析，所以初始温度场设置为180℃。主蒸汽阀的工作环境是高温高压蒸汽在阀内流动，因此采用对流换热的边界条件，由于阀内流动情况复杂，没有统一的精确理论进行求解，所以采用经验公式（3）进行计算，并加以校正。由于计算量较大，通过数值分析软件编程进行计算。

        （3）

    式中：h—对流换热系数；λ—蒸汽导热系数；Nu—努赛尔数；Re—雷诺数；u—蒸汽流速；d—定性尺寸；v—蒸汽的动力粘度。

    主蒸汽阀简化后的模型为对称模型，为了减少计算量，只对一半主蒸汽阀的阀壳进行分析，在相应的面上加载对称约束边界条件。

    3.5 计算过程

    温度场是计算的基础，本次分析先进行瞬态温度场分析，然后转换单元类型，将热分析单元转换为结构分析单元，加载热分析中的温度载荷，进行温度应力场分析。之后进行受压条件下的机械应力场计算，最后进行综合应力场分析。

    4 结果分析

    4.1 温度场分析

    从图3（a）中可以看出，出汽口处的关键点A处温升曲线和启动工况曲线相接近，说明A处温度随着蒸汽温度的变化，变化比较快。如图3（b）所示，管外相贯处B温升则比较缓和，因为B处主要靠热传导传递热量，而且热量由内壁传到外壁需要一定时间。A和B的温差曲线如图3（c）所示，初期A处遇到高温蒸汽，温度迅速上升，B处基本没有变化，此时温差最大。随着外壁温度的升高，温度逐渐减小。一百九十分钟的时候开始升负荷，此时蒸汽温度开始升高，A、B温差又开始上升，但温差比冲转初期小的多。启动刚刚结束后，温度场已经比较均匀，如图4所示。

图3 A、B处温升及温差曲线

图4 汽轮机启动结束后的温度场

    4.2 应力场分析

    经过分析发现，启动初期由于热冲击较大，造成了较大的热应力，应力变化和温度变化趋势相类似，汽轮机冲转十分钟时达到最大值。此时刻的温度场，如图5（a）所示。出汽口处换热最强，温升最快。此时刻的温度梯度场，如图5（b）所示。可以发现出汽口和腔室相贯处温度梯度最大。温度应力场可以发现此时由于温度造成的热应力也是最大的，如图5（c）所示。这与温度梯度越大，热应力越大的趋势是一致的。但是温升最快的地方不是热应力最大的地方。

    从综合应力场可以发现综合应力比温差应力反而有所降低，这是温度场和压力场相互作用抵消了部分应力的结果，如图5（d）所示。

图5 分析结果

    4.3 阀壳和阀座安全性分析

    从图中可以看出主蒸汽阀的出口和汽室相贯处最大应力为127MPa，小于材料的屈服极限，因此在汽轮机冲转过程中，主蒸汽阀的阀壳是相对安全的。在设计制造过程中，上述这些应力集中部位应当给出合适的倒角，并选择好的工艺进行热处理。

    在整个过程中，由于主蒸汽阀的出口处，汽流扰动剧烈，阀座温升最快，而且应力应变也较大，容易出现阀门松动脱落现象，因此在阀壳和阀座装配过程中要过盈恰当，而且要选用好的材料和工艺。

    5 结论

    通过对660MW超临界汽轮机在冷态启动过程中主蒸汽阀的阀壳和阀座的温度场和应力场的仿真分析，得出以下结论：

    （1）在汽轮机冷态启动过程中，汽轮机冲转达到十分钟时，应力达到最大值127MPa。小于材料的屈服极限，阀门处于较安全状态。

    （2）整个过程中，主蒸汽阀的出口处的阀座温升最快，而出口和腔室相贯处温度梯度最大，应力也最大，因此在设计加工时，应给出合适的工艺，加强这些部位的强度，并且在大修期间应仔细检查这些部位是否因应力集中而出现裂纹。

    （3）阀座处应力虽然不是最大，但是比一般部位高出许多，因此应力应变比较大，加上阀杆碰撞的影响，容易造成损坏和脱落。因此在设计制造过程中阀壳和阀座尽量选择物理性能相近的材料，这样不易产生更大的应力，而且不易造成阀座脱落。

    （4）因为主蒸汽阀工作环境极其恶劣，因此应选择较好的热处理工艺。延长主蒸汽阀的使用寿命。