秦贯洲，袁文文，荀蔚，窦建业，方小峰，王琇峰，殷东升

1.江苏核电有限公司 江苏连云港 222042

2.西安交通大学机械工程学院 陕西西安 710038

3.苏州微著设备诊断技术有限公司 江苏苏州 215200

1 序言

高压调门是核电汽轮机组的重要部件，其主要功能为通过阀杆控制蒸汽进气量以适应汽轮机运行需要。阀杆作为动力装备常见的零部件，具有传递运动和力等功能。在服役期间，由于阀杆安装及工况等原因，局部受力较为复杂，尤其是结构的不连续位置往往会出现应力集中现象，随着使用时间的增加，会出现无法规避的疲劳问题[1]，存在断裂风险。而阀杆断裂失效会造成阀芯脱落，调门瞬间失去调节能力，造成非计划停机事故，直接威胁生产装置安全平稳运行[2]。因此，有效识别阀杆断裂诱因，为实现故障溯源和故障治理，对保障核电汽轮机组安全运行具有重要的理论意义及工程价值。

阀杆断裂问题在工业现场时有发生，关于其诱因的研究吸引了大量学者及设计人员的注意。杨添等[3]对流量调节阀阀杆断裂进行故障分析，发现故障原因为阀杆凹槽直角过渡处应力集中，以及阀杆材料的塑性和韧性不足。徐文祥[4]对发生断裂失效的高压主汽阀阀杆进行失效分析，发现阀杆断裂的原因是阀杆变截面位置出现应力集中且在高温高应力环境下运行，最终导致该处产生裂纹源并发生断裂。张洲全等[5]对某火电厂300MW亚临界燃煤发电机组汽轮机高压汽门阀杆断裂故障进行了分析，得知裂纹的产生是表面磨削加工时的残余应力所致。王志武等[6]对高压主汽门阀杆断裂原因进行分析，发现其原因为在淬火过程中，组织应力和热应力使弹簧内孔根部产生应力集中，致使形成淬火裂纹，阀杆起闭产生的应力使裂纹扩展，最终引起阀杆断裂。曾立飞等[7]通过测试阀杆系统横向和轴向的振动，并对阀杆系统进行了模态分析，发现阀杆系统的振动是由于阀碟的加载力不足，阀碟敲击阀杆引起阀杆系统共振所致。MUHAMMAD 等[8]分析某节流阀阀杆断裂原因主要为存在局部拉应力集中，与加载循环导致的疲劳裂纹萌生与扩展。廖煜辉[9]对单座调节阀阀杆断裂失效进行分析，发现阀杆断裂原因为应力集中导致的疲劳失效。综上可知，阀杆断裂的诱因不同，断裂作用机制也不尽相同。

本文针对某核电汽轮机组高压调门阀杆断裂问题展开研究，综合现场测试数据和有限元仿真分析，确定了热态间隙不合理诱发的阀杆断裂作用机理，为后续调门安全运行提供技术支持，并为同类型阀杆断裂问题提供借鉴，从而避免类似问题再次发生。

2 问题描述

某核电站汽轮机组于2015年5月投入运行，至2MAA14AA240阀杆断裂时累计运行约29165h，起停15次。2019年2月3日解体检查发现，2号机组2MAA14AA240高压调门阀杆断裂，造成较大的经济损失。2号机组2MAA14AA240的4号阀杆断裂，球头与阀杆安装如图1所示，断裂位置的宏观形貌如图2所示。

图1 球头与阀杆安装

图2 高压调门阀杆断口形貌

对阀杆开裂的特征进行分析，根据断面特征及应力计算结果，判断阀杆的断口性质为交变应力作用下的高周疲劳断裂，具体的断裂机理尚不明确，需进行进一步分析。

3 原因分析

为明晰阀杆断裂与振动的关系，对正常及异常阀杆的振动烈度进行对比，如图3所示。

图3 正常阀杆与异常阀杆振动烈度

从图3可看出，断裂阀杆的振动烈度明显高于正常阀杆，表明阀杆断裂与振动幅值过大有关，即阀杆断裂的主要原因为振动导致的高周疲劳。

为明确振动原因，对调门安装间隙与振动情况之间的关系进行对比分析。其中，对阀杆振动影响较大的动静配合间隙，有球头与上半联轴器的安装间隙（见图4A部位）、轴套与阀杆的安装间隙（见图4B部位）和活塞环与阀体的安装间隙（见图4C部位）等进行分析。

图4 关键配合部位示意

球头与上球头座存在一定的热膨胀间隙，并通过垫片进行机械调整处理。根据设计要求，当调门满负荷运行时，球头受热膨胀与上球头座紧贴在一起；当球体与上球头座在热态下存在间隙时可能会使球头与球头座内壁垂直方向发生来回撞击。

阀杆与轴套存在相对运动，当蒸汽激励较大时，轴套与阀杆的安装间隙不合理会使阀杆左右摆动。

阀体上安装有3道活塞环，阀体和活塞环一起在导轨上运动，在蒸汽激励力作用下，如活塞环安装间隙偏大，在蒸汽激励力作用下阀体可能产生摆动。

调门安装间隙和振动情况的关系对比见表1。从表1可发现，3号阀杆在恢复原设计，即活塞环和阀杆处安装间隙符合标准安装间隙时，振动烈度变小；4号阀杆在断裂后，将球头和球头座焊死后，阀杆的振动烈度变小，恢复正常。由此可推测，阀杆断裂的主要原因是球头和球头座的热态间隙过大导致的高频振动。

表1 阀杆安装间隙和振动情况对比

4 热态间隙有限元仿真

为分析调门在实际工况下的安装间隙，需要对热态下调门重点位置处的热膨胀量进行仿真计算。分别对活塞环与阀体、轴套与阀杆，以及球头与上球头座的安装间隙进行仿真，分析其满负荷运行工况下相对于冷态时的热膨胀量。

对高压调门进行三维建模，并将建好的三维模型导入ANSYS WORKBENCH稳态热分析模块，通过稳态热分析分别得到满负荷工况下的局部温度，并将温度结果导入结构分析模块进行热膨胀量计算。设置3处的冷态安装间隙均大于标准安装间隙，以计算结构热膨胀量并避免干涉。仿真边界条件考虑与蒸汽直接接触的表面为蒸汽温度，传热条件设置各部件的对流换热系数，以得到符合工况的温度结果。在结构分析模块中得到热膨胀量，实际装配间隙计算公式为

式中Y——实际装配间隙（mm）；

X——冷态装配间隙（mm）；

δ——热膨胀量（mm）。

温度边界条件相关参数设置：与蒸汽直接接触的表面为蒸汽温度，即277℃；设置球头和阀杆的对流换热系数为400W/（m2·℃），调门外表面传热系数为10W/（m2·℃），其他材料由于导热系数相差不大，为方便计算，统一取20W/（m2·℃）。高压调门边界条件和计算得到的温度场仿真结果如图5所示，其中球头在热态下的温度为205.53℃。

图5 温度场仿真设置及结果

4.1 活塞环与阀体的热膨胀量仿真

以衬套内表面为参考点，如图6a所示，对活塞环和阀体的热膨胀量进行仿真计算，结果如图6b所示。

图6 活塞环与阀体的仿真

活塞环和阀体的热膨胀量见表2。

表2 活塞环与阀体的热膨胀量 （mm）

由表2可知，高压调门活塞环从第一道至第三道活塞环与阀体的热膨胀量总和分别为0.150mm、0.146mm、0.150mm，均小于该处标准安装间隙（0.15～0.225mm），即设计活塞环和阀体在满负荷工况下为间隙配合。结合4号阀杆第二阶段的冷态间隙为0.55mm，计算得到活塞环与阀体处存在0.400～0.404mm的热态安装间隙。

4.2 轴套与阀杆的热膨胀量仿真

以销钉外表面为参考点，如图7a所示，对高压调门轴套与阀杆热膨胀量进行仿真计算，结果如图7b所示。

图7 轴套与阀杆的仿真

根据阀杆和轴套径向的热膨胀量，计算得到阀杆和轴套的直径间距为（0.067＋0.067）×2＝0.268m m，小于该处标准安装间隙（0.39～0.41mm），即阀杆和轴套在满负荷工况下为间隙配合。结合4号阀杆第二阶段的冷态间隙为0.58～0.60m m，计算得到阀杆与轴套处存在0.312～0.332mm的热态安装间隙。

4.3 球头与上球头座的热膨胀量仿真

添加重力，设置球头和下球头座为摩擦接触，球头和上球头座无接触，上下球头座为绑定（bond）接触，以上球头座两端的沉头孔为参考点，在上下球头座的螺栓孔位置施加螺栓拉力为269N，如图8a所示，对高压调门球头与球头座热膨胀量进行仿真计算，结果如图8b所示。

图8 球头与上半联轴器的仿真

由于重力作用，球头和下球头座始终为摩擦接触状态，在冷态时安装间隙为1.18mm时得到球头和上球头座的轴向热膨胀量分别为0.471mm、－0.145m m，则高压调门球头和上球头座总的轴向热膨胀量为0.471－（－0.145）＝0.616mm，大于该处标准安装间隙（0.15～0.225mm）。4号阀杆与球头恢复原设计时，球头和上球头座的安装间隙为0.8mm，计算得热态安装间隙为0.8－0.616＝0.184mm。结果表明，按厂家提供的冷态安装间隙装配后，热态工况下球头与上球头座为过盈配合，而球头和上球头座在满负荷工况下存在间隙，该问题可能导致球头与上下球头座在蒸气压力的作用下产生高频振动及疲劳源，并造成阀杆断裂。

5 总结与讨论

根据以上分析，将3个部位有限元仿真计算得到的实际热态安装间隙与标准安装间隙进行比较，见表3。活塞环与阀体、阀杆与轴套均为间隙配合；理论上球头和上球头座为过盈配合，实际是间隙配合，导致球头与上下球头座在蒸气压力的作用下产生高频振动及疲劳源，并造成阀杆断裂。

表3 热态安装间隙与配合关系 （mm）

根据阀杆断裂产生原因分析，提出以下具体改进方案。

1）阀杆和球头处应恢复原设计，去除定位焊，以防止产生应力集中现象。

2）调整球头处冷态安装间隙，使球头与球头座在热态下过盈配合，抑制阀杆振动。根据调门温度场仿真结果，合理的间隙布置应为球头处在热态时无间隙，活塞环与阀杆处在热态时留有适当的间隙，以保证往复运动的正常进行。建议按照设备制造厂家的冷态安装间隙标准进行装配控制。

3）如不具备调整阀杆与轴间隙、活塞环与阀体间隙窗口，可先调整球头与球头座间隙进行验证。

6 结束语

通过振动测试数据分析，结合有限元温度场仿真与热膨胀量的计算，对高压调门阀杆断裂问题进行分析，得出阀杆异常振动及断裂的原因为阀杆与球头座处热态间隙的不合理，并提出后续改进方案。