300 MW汽轮机主汽门阀杆损伤问题的分析与处理

黄坤昌,季先超,居国腾

(浙江浙能绍兴滨海热电有限责任公司，浙江 绍兴 312073)

0 引言

汽轮机主汽门可快速切断汽源，是发电机组重要保护机制之一[1]。同时，作为蒸汽进入汽轮机做工的第一道阀门；主汽门在启动过程中又起到调节进汽流量进而控制转速[2]。由于机组在启动之初整个汽轮机处于较低温度(相对于运行状态)，启动时初蒸汽参数变化较大，将对主蒸汽门产生较大冲击；尤其采用主蒸汽门调节冲转，调节汽阀未开时，易造成阀门结构损伤[3-4]。以往的许多主汽门故障案例的研究也证明了此问题[5-7]。但此类主汽门故障多为螺栓断裂、阀门卡涩等，很少出现主汽门阀杆断裂问题。

实际上，阀杆断裂故障多发生在机组高调门部位，如高调门频繁动作造成阀杆应力疲劳发生断裂[8]。然而，主汽门与高调门的工作环境并不完全相同，主汽门一般不参与负荷调节，一般不会出现应力疲劳损坏问题，更多的门杆断裂故障源自加工制造缺陷[9]。文献[10]从材料角度分析了主汽门门杆断裂的原因，并给出了针对性的阀杆加工方法。文献[11]利用金相分析等方法对断口处进行研究，指出阀杆材质使用不合理以及冶金质量不达标等最终导致了阀杆断裂。文献[12]指出了一种由于阀门设计缺陷，当出现阀碟卡涩问题时阀杆发生断裂的现象。此类加工设计故障较为隐蔽，在经受长期的疲劳荷载后才会发生。然而，过大的冲击荷载也会导致阀杆损伤问题。

本文以某机组主汽门阀杆故障实例为研究背景，利用试验方法逐步确认故障源，并进一步通过理论计算确认了造成阀杆损伤的主要原因为主汽门限位机构失效造成阀杆承受了过大的冲击荷载。最后给出了相应的优化措施，对避免主汽门阀杆损伤问题具有一定的借鉴意义。

1 事件概况及分析

1.1 事件概况

一台300 MW亚临界燃煤机组阀门布置如图1所示。该机组于2020年9月30日停机，10月4日启动发电。次日在加负荷过程中，发现当主汽压16 MPa时，燃料量为68 t/h，汽机阀控指令91%(单阀)，#1机负荷150 MW。煤量、阀位指令与负荷不匹配，主汽压力也高于正常值。

图1 阀门布置图

进一步检查发现，机组左侧高调阀GV1、GV3、GV5阀体内金属温度444 ℃，右侧高调阀GV2、GV4、GV6阀体内金属温度518 ℃，左右两侧高调阀阀体温度偏差比较大。通过阀门开关试验，依次开启GV1、GV3、GV5，负荷变化不明显，表明流经这3个高调门的主汽流量很小，结合之前发现的高调阀阀体温度相对较低的问题，可以推断左侧#1主汽阀可能存在故障。因此，进一步对#1主汽门进行开关试验，将其从全开位关到10%位置，机组各参数均无明显变化，如图2所示。综合以上现象，初步判断为左侧主汽门阀芯脱落。

图2 主汽门关闭试验过程

1.2 故障原因分析

依据前文分析，采取停机程序并进行故障排查工作，图3为#1主汽门结构示意图。解体过程中，发现主汽门的门杆套出现变形，导致阀杆无法从阀杆套中取出。而正常情况下，阀杆套与阀杆之间为间隙配合，配合间隙为0.25～0.33 mm，方便拆解。通过对阀杆进行了磨削，由直径38.05 mm磨削至35.52 mm后取出阀杆。磨削前、后的阀杆如图4所示。

图3 主汽门结构示意图

图4 磨削前后的阀杆

通过图3分析主汽门开关过程可知，阀杆套与预启阀套碰触即为全开位置，阀杆套与预启阀套之间压应力主要由阀杆进行传递。因此，导致阀杆套变形的应力必然来自阀杆，从侧面印证了主汽阀阀杆在全开位置承受了较大拉应力。

解体过程还发现#1主汽门机械限位螺栓松动。图5(A)为主汽门操纵座结构示意图，根据主汽门的整体结构设计，主汽门油动机通过杠杆作用克服弹簧力，提升阀杆，机械限位与碟形垫片是主汽门全开时唯一缓冲装置，用于缓解主汽门全开动作结束时阀杆承受的冲击载荷。如图5(B)所示，正常情况下，在主汽门处于热态全开时，碟形垫片与机械限位应相互接触，碟形垫片处于压缩状态，压缩量约为4.8～5 mm。但检修结果显示，由于机械限位螺栓松动，主汽门在全开时碟形垫片与机械限位未直接接触，使其失去了缓冲作用，阀杆承受了全部的冲击载荷，缩短了主汽门阀杆的使用寿命。

图5 碟形垫片失去缓冲作用示意图

2 故障机理分析

2.1 主汽门结构及开关过程的应力分析

从#1主汽门解体情况来看，主汽门阀杆断裂位置在阀杆下部自密封处。为彻底查明故障原因，需要对主汽门阀杆在整个主汽门开关过程中的受力进行分析。分析前首先需要了解主汽门结构及开关过程。主汽门机构如图3所示，从图中可以看到主汽门全行程可以分为门杆防砸间隙，预启阀空行程，预启行程以及主阀行程4个部分：主汽门的开启过程从油动机下缸建立油压开始，油动机克服弹簧力作用逐步提升阀杆，经过3±0.5 mm的空行程，阀杆首先接触预启阀。预启阀与阀杆继续抬升至15.7±1.5 mm行程，阀杆自密封面与预启阀套接触，带动预启阀套和主阀芯一同抬升，经过101.6±3 mm的行程，预启阀套和门杆套接触，同时碟形垫片与机械限位接触，行程结束。在此过程中，阀杆主要承受拉应力，尤其是在主汽门全开时，预启阀套与门杆套接触，油动机克服弹簧力后的提升力完全作用在阀杆上，通过预启阀套作用在门杆套上。

在主汽门的关闭过程中，主汽门设置有防砸间隙，即主汽门油动机下油缸失去油压后，主汽门在弹簧力的作用下和上油缸蓄能器的作用下快速关闭，但最后的1.5±0.5 mm的行程是依靠主阀芯的惯性和前后的蒸汽压差使主阀芯关闭。阀杆与预启阀套及预启阀之间均处于脱离状态，阀杆与预启阀之间只有预启小弹簧的作用力，该作用力不足以对阀杆造成破坏性的损伤。

2.2 主汽门全开位置的拉应力计算

通过上述分析，可以看出主汽门处于全开位置所承受的拉应力最大。此时，阀杆承受了以下作用力:

(a)油动机的提升力

主汽门开启过程基于杠杆原理，可利用力矩平衡公式并结合油动机相关参数计算得出[13]。根据应力计算公式，油动机作用在阀杆上的拉应力为349.6 MPa。

(b)弹簧的作用力

主汽门开启过程中受到4个弹簧力作用，其工作负荷为7 771 N、15 790 N、25 583 N、39 321 N。根据应力计算公式，弹簧所产生的拉应力为-133.8 MPa。

因此，阀杆断口位置所承受的拉应力为215.8 MPa。阀杆材料为2Cr12NiMo1W1V，其高温力学性能如下表1所示。

表1 2Cr12NiMo1W1V的高温力学性能统计

故障机组额定主蒸汽温度为538 ℃，由表1可以得到：材料在540 ℃、105h的持久强度为206 MPa。上文计算阀杆断口位置所承受的拉应力为215.8 MPa，大于206 MPa，这是造成阀杆断裂的主要原因。实际上，由于机械限位松动导致蝶形垫片失效。在阀门即将全开时，阀杆承受了更强的冲击荷载、减少了阀杆的使用寿命。

2.3 处理措施

综合上述分析，导致本次#1主汽门阀杆断裂的原因为主汽门机械限位松动，导致限位支板与碟形垫片未直接接触，使主汽门全开时，失去缓冲，增加了阀杆承受的冲击载荷。该载荷超出了主汽门阀杆材质的持久强度。为避免再次出现上述故障，提出在主汽门机械限位装置加装保险螺母的改进措施。同时，进一步增加蝶形垫片的压缩量，用以抵消门杆套承受的应力及自身承受的冲击载荷。在上述改进措施的基础上，增加日常巡检频率并合理减少主汽门松动试验频次。

3 结 论

本文对主汽门阀杆断裂故障展开研究，结合试验验证及理论分析，得出如下结论：

(1)主汽门机械限位松动问题使主汽门全开时阀杆失去缓冲，导致其承受的冲击载荷超过对应状态下的持久长度，造成阀杆损伤故障；

(2)通过在主汽门机械限位装置加装保险螺母、增加蝶形垫片的压缩量等措施能减小施加在主汽门阀杆上的拉应力，进而保护阀杆，延长其使用寿命。