某汽輪機閥門密封結構優化分析

2021-12-30 07:46:36師春燕陳貝貝章艷何長川劉金芳陳鐵寧

東方汽輪機 2021年3期

師春燕，陳貝貝，章艷，何長川，劉金芳，陳鐵寧

（東方電氣集團東方汽輪機有限公司，四川德陽，618000）

1 概述

閥門是汽輪機主機結構中的關鍵部件之一，對于保護機組安全啟停和運行有著極其重要的作用。而閥門的密封性能則直接影響著閥門的質量，機組的經濟性、安全可靠性等。在閥門的設計過程中，主要從密封材料開發、密封結構設計、密封性能等3個方面進行密封設計[1]。在閥門的實際運行過程中，除了受到高溫高壓的蒸汽載荷外，還受到反復開啟、磨損、腐蝕、開裂等因素的影響，因此必須在設計閥門密封結構的時候，要保證足夠的密封性能。

國內對汽輪機閥門相關的研究已有不少，結構強度方面，比如陳詩坤[2]等對主汽-調節閥快速啟動下的結構強度進行分析優化。但更多文獻集中于閥桿斷裂[3]、閥門卡澀[4]問題的解決。盡管也有學者對閥門漏汽性能進行分析，如白福雨[5]等對300 MW汽輪機主汽閥內漏原因進行了分析處理，但是有關密封環密封性能的研究較少看到。

本文主要對某汽輪機閥門密封結構進行受力分析、結構優化，并對不同方案的結構密封接觸壓力進行對比分析。另外，也根據密封環的材料特性如應變硬化指數等進行有限元分析及研究。通過分析不同硬化指數對材料密封性能的影響，得到密封壓力的波動范圍。本文的研究方法對今后類似密封結構的設計提供了設計思路。

2 某閥門結構簡介

該閥門主要結構如圖1所示，由閥殼、銷緊套、閥蓋、止動環、壓緊環以及密封環構成。密封原理為：閥門工作時，銷緊套在主蒸汽壓力S1的作用下與壓緊環配合，推動密封環貼緊閥殼，防止高溫蒸汽由壓力S1所在的腔室進入壓力S2所在的腔室。由于S2腔室與軸封母管連通，若高溫蒸汽大量漏入軸封母管，就會造成軸封母管溫度急劇升高，影響機組的安全可靠性。因此，對于密封環的選材，通常選擇相對較軟的材料，以保證密封環與閥殼貼緊，同時不會碰傷閥殼。

圖1 主汽閥結構簡化示意圖

本文從密封結構的理論力學模型、材料力學特性以及密封壓力波動等方面對密封結構進行優化分析。

3 力學模型建立

在機組運行過程中，密封環主要受到以下幾種力的作用：（1）蒸汽壓力作用在銷緊套上，對密封環產生的接觸力F1；（2）壓緊環對密封環的壓緊力F2；（3）壓力S2對密封環的壓力；（4）閥殼對密封環產生的接觸壓力。忽略重力對密封結構的影響，結合實際工作壓力，S1一般遠遠大于S2以及環境壓力，因此不考慮S2以及大氣壓力對結構的影響，可以得到密封環的受力分析簡圖，如圖2所示。

圖2 密封環結構受力分析簡化示意圖

根據圖2所示的密封環受力圖，以及X方向、Y方向、型心G，建立密封環的力和力矩平衡方程為：

式中，α、β分別為密封環與銷緊套、壓緊環的夾角；FN、FNf分別為密封環與閥殼的接觸法向接觸力以及接觸摩擦力；字母“M”表示彎矩，其下標“1”、 “2”、 “N”分別表示F1、F2、FN產生的彎矩，下標“a” “b”分別表示彎矩的逆時針、順時針方向，q1（x，y）、q2（x，y）、qN（x，y）分別為面密度載荷。

通過式（1），可以直接得出FN的表達式，可以看出FN與夾角α、β成正比，密封環的2個夾角α、β越大，則FN越大。相應地，FN產生的接觸壓力則會增加。由于密封環周圍銷緊套、壓緊環等結構型式已經確定，則F1、F2、α、β即為常量，因此只能通過改變局部密封壓力分布的大小增大密封環與閥殼的局部接觸壓力。

由于先前的設計思路是B、E均保持較高的接觸壓力水平，但密封環要承受反復啟動停機載荷，產生塑性變形導致B、E點密封壓力降低，漏汽現象發生。因此可以通過單方面增加B或者E點的局部接觸壓力，從而達到密封目的。改變接觸壓力的方法可以通過改變q1（x，y）、q2（x，y）、qN（x，y）實現，根據式（3）得到MNa、MNb的表達式，見式（4～5）。

由式（4）可知：若增加B點的接觸壓力，即MNa增大，則M1a減小，M2a減小，M2b增大，MNb增大。但接觸面總合力FN不變，則MNb應該減小以增加B點接觸壓力。q1（x，y）簡化為集中力F1，位置作用于D點，q2（x，y）簡化為集中力F2，位置作用于A點，可以得到B點的最大接觸壓力qB。

同理，根據式（5）得到：若增加E點的接觸壓力，則M1a增大，M2a增大，M2b減小，MNa則應減小以增加E點接觸壓力，可以得到E點的最大接觸壓力qE。按照這2種優化思路，密封環的受力分布則簡化為圖3。

圖3 2種密封環結構優化方案的受力簡圖

圖3的2種簡化結構均可以滿足密封要求，且比原結構方案更優的局部接觸應力。因此在后續分析中，將上述2種方案均與原方案進行了對比研究。

4 材料性能影響分析

密封環材料的選取與其結構以及工作的工況有關，通常選用線膨脹系數較大、且硬度較低的材料，以免碰傷閥殼。在有限元模擬分析時，密封環的塑性性能數據通常由試驗得到。數據的準確性直接關系到模擬結果的準確性，以及結構優化的方向是否正確。

在材料試驗中，通常采用單軸拉伸試驗獲得對應的單軸工程應力應變關系，見式（6～7）。

式中：F為拉伸載荷；A0為拉伸試樣的原始橫截面積；L0為用于測量拉伸變形的原始標距；L為變形后的試樣長度。

為了描述材料的塑性階段的力學性能，一般采用真應力σr和真應變εr表示，見式（8～9）。

工程應用中，絕大多數金屬材料的應力應變曲線滿足Holloman方程表達式，見式（10）。

式中：K為與材料相關的參數，可以通過工作溫度對應的屈服強度σp0．2求得；n為硬化指數，一般通過材料的拉伸試驗獲得。

對于屈服點則有式（11）成立。

E為該溫度下屈服點對應的彈性模量，根據求得的K和n可以得出該材料的真應力應變曲線。表1為材料在620℃下的實驗數據對應的硬化指數n的統計值。

表1 密封環材料應變硬化指數n的試驗統計數據

由表1可知，硬化指數n在±3σ范圍內的正態分布曲線如圖4所示，n的平均值為0.25，標準差σ為0.012。

圖4 硬化指數n的試驗數據正態分布圖

不同n的取值會影響材料的真應力應變曲線變化。根據不同n值按照Holloman公式進行擬合，得到其對應的真應力應變曲線如圖5所示。

圖5 硬化指數對真應力應變曲線的影響

由圖5可以看出，硬化指數n的差異直接影響材料的應力以及應變水平。在同等應變水平下，硬化指數越大，應力越高。因此，在有限元分析密封性時，需要充分考慮硬化指數n對密封壓力的影響。

5 不同密封環結構型式的有限元對比分析

5.1 計算載荷及邊界考慮

在有限元計算中，閥門結構簡化為軸對稱模型，主要考慮蒸汽對銷緊套向上的頂緊力。壓緊環與銷緊套分別與密封環上下面接觸考慮，密封環與閥殼設置接觸，以研究這3個接觸面的接觸壓力分布。

5.2 不同密封環結構的接觸應力對比

對原方案以及P1、P2方案進行對比分析驗證理論分析的正確性，n取0.23的真應力應變曲線進行模擬。為了方便描述3個密封面上的接觸壓力分布，分別定義3條有方向的線段，向量AC、DF、BE分別表示密封環的3個接觸面上的接觸壓力分布。

由圖6可以看出，原方案密封環的AC邊、DF邊局部接觸應力水平較高，將近600 MPa，而BE邊最大接觸應力約270 MPa，相對來說較低。當閥門反復關閉打開時，會使得密封環的塑性變形增加，密封壓力降低。那么在這種情況下，接觸應力低的位置最有可能發生蒸汽泄漏。因此，密封環BE邊的密封壓力必須有效提高。

圖6 原方案密封環的密封壓力分布

根據前面密封環的理論受力分析，圖7為不同結構方案下BE邊的接觸壓力分布，可以看出：相對于原始方案，方案P1和P2均有效提高了局部接觸壓力，從270 MPa提高到450 MPa左右。

圖7 不同方案的密封環BE方向密封壓力分布

5.3 塑性特性對密封環接觸應力的影響

由密封環的材料特性可知，硬化指數n的取值不同，也影響著材料的彈塑性本構方程，亦會影響密封面的接觸壓力。因此需要對不同硬化指數下的密封環接觸應力進行對比分析。由于本文對密封研究的側重點在于BE接觸面的接觸壓力，因此僅對該接觸面進行研究。圖8為原方案、方案P1以及方案P2在不同硬化指數n的BE方向密封壓力分布曲線圖。