1 000 MW超超临界汽轮机阀壳应力分析及设计优化

黄柳燕，王建伟，王鑫，莫一波

(东方汽轮机有限公司，四川 德 阳，618000)

0 引言

随着煤炭等不可再生资源的日渐枯竭及国家对 “节能减排”日益严格的要求，如何深度降低能耗和CO2的排放成为各设计院及汽轮机制造厂商亟待解决的问题。提高蒸汽参数，进而提高汽轮机效率无疑是当前的主流解决方法。

东方汽轮机公司1 000 MW超超临界汽轮机组已将蒸汽参数提升至28 MPa/600℃，而高压主蒸汽阀门是承受高温、高压蒸汽的重要部件，且其阀壳受力情况复杂。传统的球壳计算公式尽管提供了一种设计阀门壁厚的计算方法，但其应力强度值单一，因此，本文在传统计算阀壳壁厚的基础上，结合有限元计算分析阀壳强度，进而对阀壳进行优化，这样，既确保了阀门的长期安全稳定运行，又能充分利用材料强度。

1 阀壳壁厚理论计算方法

阀壳壁厚的传统设计方法是根据阀壳腔室型线，用 《火力发电设备技术手册》厚壁圆筒计算公式[1]或球壳计算公式，初步算出壁厚，以计算出的壁厚为依据，设计出合适的壁厚，进而核算阀壳应力强度。本文利用的公式如下，其中式（1）为球壳公式，式（2）为厚壁圆筒公式：

式中：

t—壳体壁厚，cm；

P—内压力， MPa(表压)；

Dn—内壁直径，由腔室型线确定，cm；

[σ]—在设计温度下的许用应力，MPa；

φ—焊缝系数，或许用应力折减系数，根据参考文献1表2-10-1选取，本文中取为1；

C—附加余量，考虑铸、锻件工艺减薄量和腐蚀裕量等因素后附加的余量，cm。

阀门入口参数为28 MPa，600℃，通常情况下，设计计算时的压力取为入口压力的1.05倍，即29.4 MPa，本文所有计算均取该值。通过公式（1）、（2）可初步确定阀壳厚度。本文中初步计算出阀壳球壳处壁厚为180 mm，内阀盖与阀壳配合处圆筒壁厚为260 mm。

2 有限元模型的建立

2.1 有限元前处理

利用三维设计软件PROE建立阀门的几何模型，并将该模型导入到有限元分析软件ABAQUS中。鉴于阀门的对称性，取结构的1/2进行对称边界条件的有限元分析。图1为主蒸汽阀门的三维模型及网格模型。阀门网格尺寸为45 mm。采用一阶四面体单元，整体共有43 585个单元，9 115个节点。

图1 1 000 MW超超临界汽轮机组主蒸汽阀门模型及网格

2.2 材料选取

主蒸汽阀门的进汽参数较高，故阀壳采用的材料是ZG1Cr10Mo1NiWVNbN。

2.3 边界条件的确定

应力场的边界条件，既考虑了阀壳内壁承受的蒸汽压力，也考虑了温度的影响。由于重力对强度的影响与其他载荷作用引起的应力相比微不足道，可以忽略不计。

温度边界条件主要采用对流边界条件，凡与流体接触的表面均取为该条件。实测数据表明，50%处中壁温度一般要比阀门内侧低10℃左右。在稳定运行时，温度由内壁向外壁基本呈线性分布，因此内、外壁20℃左右的温差与实际过程相吻合[2]。阀壳的外表面边界条件通过控制内、外壁温差为20℃来确定放热系数及外壁所处环境温度。

根据工程实际经验，启停工况下的阀壳热应力可通过控制阀壳内、外壁温差达到80℃来模拟该工况下的热应力情况。通过此种方式计算出的应力强度，既与实际情况相吻合，又能确保阀门安全稳定运行。

3 稳态及启停工况下阀壳温度场、应力场计算

由于汽轮机主汽阀门在启停及稳定运行工况下的受力情况复杂，尤其是启停工况下，内、外壁的温差较大，故本文对稳定运行工况及启停工况分别进行应力分析。

图2为传统方法设计出的阀壳稳定运行工况下的温度场。图示表明，球壳处内外壁温差20℃。

图2 主蒸汽阀门稳态工况下的温度分布图

图3 主蒸汽阀门稳态工况下的MISES应力分布图

图3为阀壳承受工作压力的1.05倍即29.4 MPa以及温度载荷时的应力场分布图。从图中可以看出，阀壳整体应力水平较低，平均应力50 MPa左右，局部存在应力集中现象。最大应力出现在阀门进汽管与阀壳连接位置处，此处的应力值较大是由于过渡不光滑造成。在ABAQUS中[3]，利用线性平均方法考察主汽阀球壳中心水平面处的应力及内阀盖与阀壳配合处截面应力，并与传统理论计算方法进行对比。由文献[1]可知，阀壳在压力作用下的应力属于一次应力，热应力属于二次应力。各类应力强度的限制见表1。

启停工况下的阀壳温度场分布及应力场分布结果如图4、图5所示。

图4 主蒸汽阀门启停工况下的温度分布图

图5 主蒸汽阀门启停工况下的应力分布图

表1 各类应力强度限制表

表2 两种方法计算出的阀瓣中心水平面应力对比

从表2可以看出，稳态工况下，热应力对薄膜应力及弯曲应力之和有抵消作用。但在启停工况下，由于温度梯度大，热应力数值占主导地位，因此，启停工况下的薄膜应力与弯曲应力及热应力之和较稳态下的该值要大得多。此外，表2中的数据对比表明，利用传统的理论方法算出来的阀壳应力值单一，不管是球壳中心水平面处应力还是内阀盖与阀壳配合面处应力均略小于材料许用应力；有限元方法计算出的球壳中心面处应力略小于传统理论方法的计算值且满足材料许用应力，但内阀盖与阀壳配合面处的有限元计算应力值较理论计算方法值小得多，存在优化空间。因此，本文从该点出发，对内阀盖与阀壳配合面处的壁厚进行优化计算。

4 分析与优化

本文仅对内阀盖与阀壳配合面处的外壁直径进行优化，阀壳腔室内型线保持不变。对内阀盖与阀壳配合面处壁厚优化原则为：线性化处理后的MISES最大线性平均应力应满足强度校核准则，则认为强度合格。优化后的阀壳温度分布图如图6所示。

图6 优化后主蒸汽阀门的稳态温度场分布图

对优化后的阀壳稳态工况进行计算，应力分布图如图7所示。

图7 优化后主蒸汽阀门的稳态应力分布图

启停工况下，优化后阀壳的温度分布、应力分布如图8、9所示。

图8 优化后主蒸汽阀门启停工况下的温度分布图

图9 优化后主蒸汽阀门启停工况下的应力分布图

从图2～图9可以看出，优化前后的阀壳温度场分布、应力分布基本没有实质的差别，不管是温度分布趋势，还是最大应力位置。优化后的阀壳球壳与进汽管过渡处应力仍较大，主要是几何突变所致，导致局部应力集中，设计时将此两处光滑过渡，即可解决应力集中问题。优化后的内阀盖与阀壳配合面处壁厚为240 mm。优化前后内阀盖与阀壳配合面处线性平均应力对比见表3。

表3 优化前后内阀盖与阀壳配合面处线性平均应力对比表

从表3可以看出，优化后内阀盖与阀壳配合面处线性最大平均应力在稳态工况及启停工况均有较大的提高，且应力分布规律与优化前相同，应力值仍处于强度校核范围内。强度满足设计要求，改善效果显著。

5 总结

本文通过对东汽1 000 MW超超临界机组主蒸汽阀门阀壳的结构设计，利用有限元分析方法校核稳态工况、启停工况的阀壳强度，并与传统理论计算强度方法进行对比分析，得出以下结论：利用球壳计算公式设计阀瓣处的壁厚，其应力值与有限元计算结果几乎没有差别；而对于内阀盖与阀壳配合面处壁厚的设计，传统方法计算阀壳强度偏保守。

但本文不停留于此，笔者采用线性最大平均应力法对内阀盖与阀壳配合面处壁厚进行优化，计算结果表明阀壳强度满足设计要求，从而充分利用了阀壳材料强度，为工程设计制造阀壳壁厚提供了有效的数据参考。