以往亚临界汽轮机部件只要满足常规强度设计规范就可以了，但超（超）临界汽轮机还要满足一些非常规强度设计要求，如蠕变、疲劳、冲击方面的设计要求。简单讲，蠕变是长时间持续高温下部件发生永久变形或损伤；疲劳（这里指“低周疲劳”）是高温部件承受高幅低周载荷变化作用而导致其寿命损耗的现象。汽轮机启动、停机过程中的蒸汽压力和温度不断变化，热-机械应力交变循环导致低周疲劳寿命损耗，当机组步入额定工况运行时，持续的高温高压蒸汽作用势必引起蠕变及损伤，不断重复的启动-运行-停机过程就致使蠕变-疲劳耦合在一起，最终产生失效或破坏行为。

2．阀门工作特点与分析模型

超超临界1000MW 汽轮机机组有两组主调阀，每个主调阀组件有主汽阀（截止阀门）和调节阀组成，安放在共同阀壳内，如图1 所示。根据阀壳的结构特点可分为三个物理区域：①进汽管部分；②球形壳体部分；③主调阀连接管。截止阀位于调节阀前面的主蒸汽管道上，从锅炉来的主蒸汽首先必须经过主调阀，才能进入汽缸做功。对于机组来说，截止阀是主蒸汽的总闸门，机组正常运行时截止阀处于全开状态。目前国内1000MW 等级的超超临界机组再热中压缸蒸汽参数已由原来的6MPa/600℃提升到13MPa/620℃，特别是启停过程中，工作条件极其恶劣。

图1 厚壁阀与薄壁阀的结构、约束及入口参数对比

3．阀门的运行条件

众所周知，我国1000MW 等级火电机组基本上靠引进国外的先进技术，在这个等级的火电技术上，国外已经有长期稳定的运行业绩表现，进汽阀作为一个关键核心部件，相应的也有长期的运行业绩积累，因此到目前为止可认为这种在役进汽阀的技术是可靠的。随着蒸汽参数的提高，如果继续采用在役阀，势必带来运行风险，因此在老阀的基础上诞生了新设计阀（也称“厚壁阀”），本章以薄壁阀的高温强度作为设计的基准，把厚壁阀的高温强度与之做一个分析对比，以验证我们设计的合理性和安全性。，厚壁阀的总体尺寸都小于薄壁阀，厚壁阀的壁厚是薄壁阀壁厚的1.5 倍。壁厚的增加是为了弥补由蒸汽参数的增加而带来的运行风险。虽然老阀是采用国外成熟技术设计的，但对长期运行后可能产生的蠕变损伤、低周疲劳等安全性有关的问题仍认识不足。蒸汽阀的蠕变-疲劳失效事例时有发生，最典型的是美国Eddystone 1 号机组（325MW 超临界，工作参数34.5MPa/649℃/566℃/566℃）主调阀的失效事件，其阀壳内壁在运行6 年后出现裂纹，使用不到20 年就全部得到更换。统计分析可知，启动104 次后主汽阀内壁滤网槽底出现连续状裂纹，裂深1mm 以内；启动311 次后球形腔内壁出现龟裂，裂深在1mm 以内；主汽阀与调节阀之间连接管较厚内壁处出现1mm 深裂纹；启动121 次调节阀球形腔出现超过1mm的裂纹。检查表明，裂纹是沿晶和穿晶交错裂纹，热应力低周疲劳是裂纹萌生的主要原因，但蠕变损伤对裂纹的扩展起了很大的促进作用。国内某400MW 电站运行60000 小时和启停48 次后发现主汽阀壳体内壁有4 条1mm 宽裂纹，主要分布在主阀阀座附近，总长达700mm，对阀壳材料成分及裂纹断口做的金相检查表明，裂纹具有典型的疲劳特性。近年来，大量超（超）临界大容量机组投入运行，这拉近了我国与世界先进火电技术国家的技术水平，这些高参数机组对蒸汽阀的蠕变-疲劳强度同样提出了苛刻要求。总之，超超临界机组的阀门壳体等承压部件应力较大，面临严峻的强度和寿命问题，需要采用新材料和新结构，急需高温强度设计和寿命分析。

一般来讲，冷态启动可定义为汽轮机从锅炉点火成功到机组并网直至额定负荷运转过程，实际冷态启动过程一般需要10 小时以上，并以广泛采用滑参数启动方式运行，主汽阀前的蒸汽压力和温度随机组转速或负荷变化而逐渐升高。现代汽轮机采用喷嘴调节方式，定速后调节阀的开度一定，通过调整蒸汽参数来满足启动过程的不同要求。这种滑参数启动方式有如下优点：①热经济性好；②高温构件加热均匀；③不会受到严重热冲击；④有利于机组安全。汽轮机正常停机是从机组带负荷运行到解列发电机卸载，切断进汽直到转子静止的过程，这种停机方式也是滑参数的。与启动相反，滑参数停机时蒸汽温度和压力下降，机组各部件也会因温度变化而产生热应力和热变形。滑参数停机是在调节阀接近全开的状况下，依靠主蒸汽、再热蒸汽参数的降低进行卸载，并减速直至停止，采用此停机方式出于几个考虑：①金属部件均匀降温；②提前停止盘车和油循环；③提前检修，缩短检修工期。如果根据机组实际运行曲线确定阀壳内壁的热力边界条件，那么将更加贴近电厂实际运行状况，图2(a)和(b)分别给出根据实际运行曲线拟合的启动和停机参数曲线。

图 2 启停工况三参数曲线

4．网格模型和边界条件

厚壁阀的计算域采用四节点四面体温度耦合(thermal-coupled)单元和非结构化网格，网格密度质量如图3，单元总数为745920，经验算，这样的单元数规模使得计算结果高于工程要求1%的精度。图3所示为厚壁阀的有限元网格图，薄壁阀的有限元网格密度与厚壁阀大致相同，薄壁阀的结构如前面图1 中所示。为了适应阀门复杂的几何和载荷分布，对阀门的许多关键区域的网格进行加密处理，如阀盖与阀壳的接触部位、阀座与阀壳的接触部位、调阀导流板及拐弯突变部位。为了分析阀门应力、温度等参量随时间变化规律，选取若干个关键点位置A、B、C、D、E 进行强度考核，如图3。根据文献关于失效位置的判断与分析经验可知，进汽阀A 点靠近进汽管根部过渡位置，C 点位于中间连接管过渡处，E 点位于调阀肋板根部，D 点靠近调阀阀座过盈配合处，这些点都是应力集中区，如C 点还受到不平衡倾力矩作用，应力值很大，B 点是为了与其他点进行对比，特别是与A点进行应力幅值的对比。

图3 阀门的网格密度、结构轮廓、关键点位置

边界条件1：由于阀门壳体不同部位的尺寸不同，不同部位蒸汽的流速、应力等存在差异，壳体各部位的换热系数存在很大不同，故将阀门壳体内蒸汽流通区域分为七个换热区：①进汽管；②主阀球形蒸汽室；③主调阀连接管；④调阀球形蒸汽室；⑤调阀导流板；⑥出汽管；⑦调阀法兰空腔。阀门运行期间这些换热区域与蒸汽接触，故这些区域视为对流换热边界条件，即按照传热学定义的第三类边界条件。计算阀门疲劳时沿用了前苏联阀门换热系数经验公式。高温蒸汽通过阀壳内壁进行热传导，这是一个强制热传导过程，也是引起壳体内壁温度变化的主要原因。

边界条件2：全三维结构的阀门基本处于力矩平衡状态，在调阀中分面位置施加Z 向的位移约束，如图3 中虚线。阀门在运行过程中，一般允许往一个方向膨胀，所以在阀门两支座面上施加Y 向位移约束，在调阀的出口法兰面上施加X 向位移约束。

边界条件3：阀盖与阀体设置库仑摩擦系数，主阀阀座与调阀阀座都是过盈配合，下阀座的过盈量按照设计图纸要求设置，所有的接触均采用罚函数算法，允许部件接触后分离。

边界条件4：螺栓材料Alloy783 是一种低膨胀高温镍基合金，许用温度可达750℃，施加热态螺栓预紧力。阀门螺栓处于较高的工作温度下，它必将产生应力驰豫(松弛)现象。常规的工程设计并没有考虑整个螺栓应力松弛效应对阀门高温强度的影响，这样将产生过于保守的估计。为了考虑螺栓松弛效应的影响，计算（如图4）中采用Hook-Norton 螺栓松弛公式。

图4 不同温度下Alloy783 螺栓松弛曲线和应力比曲线

5．阀门温度和应力场计算与分析

5.1 阀门结构的稳态和瞬态温度场

图5 厚壁、薄壁阀门启动瞬态温度场

图6 厚壁、薄壁阀门停机瞬态温度场

5.2阀门结构的稳态和瞬态应力场

图7 厚壁、薄壁阀在启动-运行-停机过程中的应力场

5.3阀门结构的稳态和瞬态应力场

超超临界机组运行所涉及的典型工况包含冷态启动、额定工作、滑参数停机。冷态启动和滑参数停机对应的工作参数都发生剧烈变化，对机组安全运行起决定因素是温度和温度梯度引起的热变形和热应力，因此可认为启动和停机过程是主调阀产生低周疲劳损伤的主要阶段。额定工况运行下的蒸汽参数基本保持不变，故可认为蠕变损伤是额定工况下主调阀损伤累积的主导因素。现代超超临界发电机组的最高设计寿命可达60 年，根据文献[4]，当初始温度为150℃时，某1000MW 超超临界机组允许5000 次冷态滑参数启停，按照厂家设计规定，额定运行时间20 万小时内高温强度符合设计要求。在实验模拟蠕变-疲劳交互作用下某高温合金材料的蠕变、疲劳损伤发展历程如图3-26(a)和(b)所示，蠕变、疲劳损伤的试验估算公式为：

式中，E^*_i是每循环周次的弹性模量，E_NC=1是原始材料的初始弹性模量。在线性损伤累积理论(Miner 准则)中，认为当总损伤等于1时高温构件失效或破坏，前面的损伤曲线表明裂纹萌生时的总损伤并不等于1。当材料进入损伤快速发展期时总损伤虽然不等于1，但构件已处于比较危险的境况，因此临界总损伤值一般取0.2≤D_cr≤0.8。临界蠕变损伤和临界疲劳损伤所处的位置，此时材料的蠕变-疲劳总损伤临界值为0.4（0.25 蠕变损伤；0.15 疲劳损伤）。临界损伤值还可由如下公式得到预估：

式中，σ_cr，Y_cr分别是构件失效时的临界应力和应变能释放率。目前关于材料的临界损伤值还没有统一的规定，很多试验得到的临界损伤值分散在[0.2,0.8]内，根据相关的材料试验结果，临界损伤D_cr=0.25 被认为接近转子材料的临界破坏点，由此可知，转子材料的高温强度性能优于阀门材料，为了使总损伤预测更经济合理，有人认为阀门材料的临界损伤值D_cr=0.31。关于蠕变-疲劳损伤演化方程，导出的低周疲劳损伤增量形式与高温蠕变损伤增量形式类似，当蠕变与低周疲劳交互作用时，得到蠕变-疲劳耦合损伤模型：