主气门卡涩故障机理研究分析疑惑

2主汽门卡涩故障机理分析
2.1主汽门结构分析
2.1.1主汽门工作原理
亚临界600MW机组采用西屋公司的技术生产；其高压主汽门为卧式布置，由主汽门门体、弹簧座、杠杆机构和高压抗燃油油动机组成。

在汽门关闭过程中，弹簧力推动门杆关闭汽门，同时拉动杠杆推着油动机向零位移动（参见图0-1）。

图0-1 高压主汽门操纵机构图
杠杆的运动行程图如图0-2。

经过计算，主汽阀由全开位置状态到完全关闭状态，杠杆的侧向位移有16mm。

因此在主汽门关闭时，油动机和门杆都将受到较大的侧向力。

当出现油动机内部比较脏，或者主汽门内部堆积较多的杂质，或者杠杆的安装质量不佳等情况时极有可能出现机械阻力异常增大，超过弹簧给主汽门的推力，阻碍阀门的顺利关闭。

555.5mm
555.5mm
1127mm
188mm
376mm
全开位置
全关位置
杠杆
弹簧室
油动机
支撑短柄
弹簧室端盖
导杆
活塞杆
支架
图 0-2 杠杆运动行程图
2.1.2主汽门关闭过程的力学分析
当高压主汽门关闭时，弹簧力必须大于机械阻力和蒸汽反作用力之和。

1) 机械阻力
机械阻力的计算公式如下：
R R R 2R =++阀体操纵机械油动机
式中，R 阀体为阀体阻力，R 操纵为操纵机构阻力，R 油动机为油动机阻力。

机械阻力的精确计算非常复杂，其中要用到一些假设和经验系数，但可以定性分析其增大的原因，在工程实践中，一般认为是弹簧力的10%左右。

2) 蒸汽反作用力
当整个阀碟处于高压蒸汽中时，由于阀碟两侧的有效蒸汽作用面积存在着差别；当汽门还没有关闭时由于阀碟两侧的有效蒸汽作用面积差为门杆的截面积，则蒸汽反作用力的计算公式为：
()2R 10.2d /4P π=⨯⨯⨯蒸汽主蒸汽------(1)
式中，d 为门杆直径，d=5.94cm ，P 主蒸汽为主蒸汽压力，其额定值为16.7MPa 。

当主汽门没有完全关闭时，即主汽门开度较小时，由于节流作用，阀碟内侧压力降低，此时蒸汽反作用力的计算公式为
()()()
222R 10.2D /4P 10.2D d /4P ππ=⨯⨯⨯-⨯⨯-⨯蒸汽阀碟阀碟-------(2）
式中，D 为阀碟直径，D=20cm ，P 阀碟为阀碟内侧平均蒸汽压力。

重力
摩擦阻力
杠杆
弹簧力
摩擦阻力
油压力
蒸汽推力
摩擦阻力
门杆
活塞杆
回油
弹簧架
376mm
油动机阻力
1110mm
全开弹簧力110000N
转动阻力
阀体阻力侧向力
188mm 预紧力59000N
蒸汽作用力
1200mm
555.5mm 555.5mm
图 0-3 主汽门关闭过程受力示意图 图 0-4 主汽门受力分析
在错误！未找到引用源。

中，作出亚临界600MW 机组主汽门阀碟压差和蒸汽推力之间的关系，在主汽门阀碟上下压差不太大时，也就是压差占主蒸汽压力的10%左右时压差与蒸汽推力基本是线性关系。

关闭弹簧力的计算公式：
()010F F F F X%=+-*弹簧
(2.1)
式中，X%为相对汽门开度，0F 为弹簧预紧力，1F 为汽门全开时的弹簧力。

表0-1 蒸汽反作用力与阀碟两侧压差的关系
R蒸汽/N
P主蒸汽-P阀碟/MPa
0 0.1 0.2 0.4 0.5 0.6 0.8 1 1.3 1.5 1.7
P主蒸汽/MPa
2056500 53300 50090 43690 40480 37280 30870 24470 14860 8460 2050 19 53680 50480 47270 40870 37660 34360 28050 21650 12040 5640 -770 18 50850 47650 44440 38040 34830 31630 25220 18820 9210 2810 -3600 16.7 47180 43980 40770 34370 31160 27960 21550 15150 5540 -870 -7270 16 45200 42000 38790 32390 29180 25980 19570 13170 3560 -2850 -9250 15 42380 39180 35970 29570 26360 23160 16750 10350 740 -5670 -12070 14 39550 36350 33140 26740 23530 20330 13920 7520 -2090 -8500 -14900 13 36730 33530 30320 23920 20710 17510 11100 4700 -4910 -11320 -17720 12 33900 30700 27490 21090 17880 14680 8270 1870 -7740 -14150 -20550 11 31080 27880 24670 18270 15060 11860 5450 -950 -10560 -16970 -23370
对于亚临界600MW汽轮机高压主汽门来说，在设计弹簧条件下，
F=5900kgf，1
F=11300kgf。

各个汽门开度下的弹簧力如表0-2：
表0-2 不同主汽门开度下的弹簧力
弹簧力/N
主汽门开度
100% 90% 80% 70% 60% 50% 40% 30% 20% 10% 0%
设计弹簧刚度113000 107600 102200 96800 91400 86000 80600 75200 69800 64400 59000 弹簧刚度降低5% 107350 102220 97090 91960 86830 81700 76570 71440 66310 61180 56050 弹簧刚度降低10% 101700 96840 91980 87120 82260 77400 72540 67680 62820 57960 53100 根据公式错误！未找到引用源。

，主汽门开度与弹簧力大小基本成线性关系，如图0-5 主汽门阀碟上下压差与蒸汽推力的关系图0-6所示。

减掉必然存在的机械阻力，大小约为弹簧力的10%。

0.0
0.2
0.4
0.6
0.8
1.0
1.2
1.4
1.6
1.8
2.0
010000
20000
30000
40000
50000
蒸汽推力/N
主蒸汽阀碟上下压差/MPa
主蒸汽压力16.7MPa
20
40
60
80
100
60000
70000
80000
90000
100000
110000
120000
弹簧力/N
主汽门开度/%
图 0-5 主汽门阀碟上下压差与蒸汽推力的关系 图 0-6 主汽门开度与弹簧力的关系
不同主汽门的结构分析
国内上海汽轮机厂、哈尔滨汽轮机厂有限公司和日本三菱重工都是从美国西屋公司引进的汽轮机制造技术。

其中上海汽轮机厂和哈尔滨汽轮机厂有限公司引进的技术
是生产300MW和600MW亚临界汽轮机组，日本三菱重工引进的技术是生产350MW 亚临界汽轮机组和600MW超临界汽轮机组。

这些汽轮机的高压主汽门虽然结构相同，但是各制造厂在实际生产中所采用的结构在细节上存在一定的差异。

特别是在油动机定位方面，上海汽轮机厂所采用的结构与哈尔滨汽轮机厂有限公司和西屋公司所采用的结构存在着明显的区别。

（参见图0-7和图0-8）上海汽轮机所采用的结构，由于油动机安装底座无定位销，其安装、检修工艺变得非常复杂，多次出现安装底座与定位凸肩没有靠实的问题（图0-7）。

哈汽厂和西屋公司的由于有连接块而使油动机固定非常牢靠（图0-8右图）。

查看主汽门的图纸，发现在生产制造过程中为了减少加工工序，导杆截面没有被加工成重量更轻的正方形，这直接导致门杆的重量增加了5~6倍。

图0-7 上汽厂高压主汽门油动机安装底座
图0-8 哈汽厂和西屋公司高压主汽门油动机连接块结构
通过对主汽门结构分析、运动分析及受力分析，得出卧式布置主汽门一些缺陷：1)采用卧式布置，主汽门始终受到自身重力的作用，很难保证作用在杠杆上的三个
力始终处于同一平面内；并且在制造安装过程中容易出现失误，很难保证活塞杆、
导杆、弹簧作用力与连杆的中心线处于同一平面。

上述因素很容易引起杠杆机构机械阻力增大。

2)油动机活塞杆始终受到杠杆施加的侧向力作用，且杠杆机械阻力越大，这个侧向
力也越大；随着机组运行时间的增加，油动机和主汽门内部杂质的累积会使这一情况更加恶化。

3)当主汽门门杆与衬套、主汽门大阀碟与衬套、主汽门连接销与衬套之间的间隙由
于加工制造及安装状况不理想而偏小,那么其摩擦就比较严重,此时因阻力增加,影响主汽门关闭速度。

由于高压主汽门结构上的缺陷，不可避免地导致门杆受到比较大的弯矩的作用。

在现场检测中也发现门杆产生了比较大的塑性变形，因此有必要对主汽门进行详细的受力分析。

主汽门门杆的受力情况与主汽门杠杆机构的安装情况紧密联系在一起。

当杠杆与导杆不接触时，杠杆机构不会对导杆有力的作用。

当主汽门全开时，油动机是处于工作状态；当主汽门收到关闭信号时，油动机的动力油将会迅速卸载，此时，汽门由弹簧力将其关下。

导杆与杠杆之间有下间隙时的受力分
图0-9 导杆与杠杆之间有下间隙时的高压主汽门纵截面图该情形如图0-9所示。

由受力分析，应用力学定律[35]得：
113.77861725
M M F Nm
=+⨯+(2.2) 式中，M为门杆外伸部分所受的总力矩，方向指向顺时针；M1为导杆左端所受的力矩，方向与M相反，为逆时针方向；F1为导杆所受的作用力，方向向上。

导杆左端由门杆支撑，右端处于两片杠杆之间
经过受力分析，应用力学定律得（参见图0-10）：
12165.4
F F kg
+=(2.3) ()
1211367.04-165.4683.52/1000
M M F kg m
+=⨯⨯⋅(2.4)
图0-10 导杆与杠杆之间有下间隙时的导杆受力示意图
表 2.3 主汽门门杆受力分析结果汇总
导杆支撑情形汽门状态门杆受力导杆内端受力导杆外端受力
M/Nm F1/N M1/Nm F2/N M2/Nm
1 左端支撑
右端悬空
全开2905 1621 555 0 555
刚关3459 1621 1109 0 0
2 两端支撑
左高右低
全开2038<M<2905 810.5< F1<1621 0< M1<555 0< F2<810.5 0< M2<555
刚关2038 810.5 0 810.5 0
3 两端支撑
左右等高
全开
2038 810.5 0 810.5 0 刚关
4 两端支撑
左低右高
全开1170<M<2038 0< F1<810.5 -555< M1<0 810< F2<1621 -555 <M2<0
刚关2038 810.5 0 810.5 0
5
右端支撑
左端悬空
全开1170 0 -555 1621 -555
刚关1725 0 0 1621 -1109
主汽门卡涩原因浅析
某型亚临界600MW机组投运后频繁出现卡涩事故。

在现场，排除了主汽门控制
系统故障、油动机卡涩、杠杆机构卡涩以及主汽门部件的制造误差等可能产生故障的原因。

根据主汽门的受力分析结果，当门杆外伸端受到较大力矩M作用时，阀体内部的门杆将会发生弯曲，如错误！未找到引用源。

所示。

当机组带高负荷运行时，内部门杆处于高温的环境，其机械性能下降，其高温时的弹性模量比常温时的弹性模量下降了14%左右，因此门杆在高温环境中的弯曲量比常温下的弯曲量大许多。

门杆发生卡涩故障的原因可能是：作用于门杆外端的力矩M让门杆发生过大的弯曲变形，就有可能使得门杆衬套内壁发生摩擦，造成关闭阻力过大；同时卧式布置主汽门门杆在关闭时受到较大的侧向力，则当主汽门关闭时，门杆将受到较大的侧向冲击。

考察主汽门门杆的制作工艺，为了防止异物进入门杆与衬套之间时引起门杆卡涩在主汽门的门杆表面上加工了防卡螺旋槽。

机组运行中，当门杆总弯曲足够大时，门杆与门杆衬套上部接触，参见错误！未找到引用源。

当主汽门关闭时，门杆将在弹簧力的作用下关闭时，门杆衬套上的螺旋槽边沿对门杆的运动产生相当大的阻力，主汽门发生关闭缓慢或卡涩。

西安交通大学硕士学位论文。