调门断裂

雷延平

在火电厂中，螺栓作为紧固件广泛应用于管道的法兰、阀门和汽轮机的汽缸结合面等各种需要紧固连接的部件上。螺栓要求具有良好的抗氧化性、耐热性和抗松弛性，低的缺口敏感性和热脆性，且在常温下有较高的强度、塑性和韧性。

某火电厂调速汽门螺栓，其规格为M42mm×140 mm，使用材料为25Cr2 Mo1V 钢，正常工作温度为535 ℃左右。在一次检修时，螺栓发生断裂，共运行时间大约为10 万h ，断裂位置在螺纹第一扣根部的横截面上。为了找出螺栓的断裂原因，国源电力工程师对断裂螺栓进行试验与研究，以便采取有效措施，延长螺栓的使用寿命。

由于机组的启动和停止、调整负荷以及蒸汽参数波动等原因，使得阀门经常开闭调节，引起调速汽门螺栓受力状态比较复杂。并且在安装过程中，对于规格小于M56 的小螺栓，在实际操作时，常采用冷紧方法，即用套筒套住板手后，由几个人同时用劲拧紧螺栓，使螺栓承受一定的预紧力，达到密封的目的。但采用这种冷紧方法会受到人为因素的影响，难以准确地控制各个螺栓的预紧力大小，引起同组各螺栓之间的预紧力大小的不一样，造成同组螺栓受力不均匀。而且，设备经过长期工作以及必要的检修，会使设备的密封性有所下降，因此在检修后再安装时，必须加大螺栓的预紧力，以确保设备的密封性，同时也造成同组螺栓受力更加不均匀。

​浙江华能长兴电厂#5机系上海汽轮机厂生产的N125-/535/535型超高压、中间再热凝汽式汽轮机，于1992年8月安装投产发电。原#5汽轮机调速系统为全液压调速系统，于2001年5月至6月运用新华控制工程公司的DEH-ⅢA型高压抗燃油纯电调控制系统对原调速系统进行了改造。机组控制系统改造后，自动化程度得到了很大的提高，系统的响应时间快，控制精度高。但从2002年2月至6月，#3高调门LVDT共断裂了5根，2002年5月还发生了高调门在特定位置的晃动现象，严重威胁了机组的安全运行。

2.#5机高压调门晃动及#3高压调门LVDT断裂现象简述

2002年2月2日22：37分左右，#5机出力125MW，协调控制，#3高调门LVDT2信号由0V突升至4.04Vzui大值，VCC卡高选，致使4.04V故障信号被输入伺服阀与当时的控制指令相比较，伺服阀输出迫使#3调门迅速关闭，负荷跌至115MW后，因机组实际所带负荷与目标值之间存在偏差，DEH软件经运算后，在#3调门已虚假开启的情况下，开启#4调门维持负荷目标值与给定值的平衡。

2002年4月10日，早上巡检发现#3调门LVDT1信号为0V，LVDT2信号为1.4V左右，判断为#3调门LVDT1信号故障。

2002年5月1日前后，#5机组在负荷升降时，调门晃动大，尤其是#3调门的LVDT2信号在控制指令未变化情况下有跳变。现场检查#3调门实际位置晃动较大，又因#3调门LVDT1已屏蔽，为确保#5机组稳定运行，决定强制关闭#3调门，在#3调门LVDT更换前，只由#1、#2、#4调门参与调节。

3.#5机高压调门晃动及#3高压调门LVDT断裂原因分析

对于DEH控制系统来说，调门的晃动是常见的故障，一般来说由以下的原因引起：

1.伺服阀的振动引起调门的晃动；

2.控制参数不匹配，热工信号故障；

3.调速汽门门杆振动；

4.LVDT反馈杆松

伺服阀振动的故障一般由于伺服阀振荡、弹簧管疲劳、磁钢磁性变化、伺服阀滤芯堵塞、伺服阀主阀芯卡涩、伺服阀阀口磨损等原因引起。因为我厂DEH控制系统投用时间不长，且我厂对油质的控制较为严格（抗燃油的各项指标均在要求范围内），应该说油质方面引起的可能性很小。同时，我们发现高压调门的晃动现象与#3调门的特定位置有关。因此我们把检查的重点放在其它因素的查找上，未轻易更换伺服阀。

热工控制维护人员在故障的处理过程中，对控制参数及热工信号进行了检查，均未发现异常。

分析#5机在升降负荷时#1、#2调门的晃动，我们可以发现两个现象：1.#1、#2高压调门的晃动与特定负荷（开度在48%--50%）有关，2.与#3调门的开度（0-10%）及LVDT的状态有关。我们在2002年4月30发现#5机在升降负荷时#1、#2调门有晃动，同时在2002年5月5日就发现#3调门的一根LVDT已断裂（另一根早已屏蔽），在2002年5月14日对#3调门LVDT进行更换后，就没有再出现升降负荷时#1、#2调门的晃动现象。2002年4月30日的#1、#2调门的晃动，发生在100MW左右，#1、#2调门的开度为48%左右，而#3调门的开度为0-10%，正好在#3调门将开未开的阶段，总的调门流量特性正好处于拐点，此处的流量变化比较大。同时由于#3调门一根LVDT屏蔽、而另一根LVDT断裂，在机组负荷稳定的时候，断裂的那根LVDT断裂的两头刚好未脱开（处于脆弱的稳定状态），调门反馈未变化，当机组负荷进行调节时，断裂的LVDT断裂的两头脱开，造成#3调门反馈与实际开度的线性关系发生变化，更加剧了流量的变化，使系统无法进行的调节，造成了震荡，由此造成了调门出现晃动。

当LVDT线圈与铁杆长期磨损造成绝缘下降甚至断裂，LVDT铁杆断裂后两头无法稳定接触、在调门运动时随时可能脱开的情况下，调门不光会在特定负荷（开度）下晃动，在其它的负荷（开度）也会发生晃动，这种晃动与调门的流量特性无关，主要由于LVDT反馈不稳定，与DEH计算指令发生偏差，赞成系统的反复调节，从而形成了调门的晃动。

那么#3调门LVDT为什么会频频断裂呢？在2002年5月14日处理#3调门LVDT时，我们发现#5机#2、#3高调门在特定位置处，活塞杆与阀杆的连接块及其阀杆有1-2mm的自发轴向晃动，而当时上部活塞杆未见明显晃动，说明连接块与活塞杆有轴向间隙，这种与位置有关的轴向晃动，引起了连接块在圆周方向进行晃动（连接块紧固螺栓已无法再紧），同时发现原LVDT紧固装置与连接块不同心，以上因素造成了LVDT内铁芯产生摩擦和弯折，轻者引起线圈绝缘下降甚至断裂，重者铁芯磨细断裂。连接块与活塞杆的轴向间隙可能是设计、加工原因，或者长期运行中磨损。因为我厂的运行方式是#1、#2调门同时开启，在现在的高负荷条件下，#3调门长期处于调节状态，当#3调门处于小开度时，调节阀碟上受的力是交变应力，造成了大阀碟对予启阀的不断冲撞，同时上部油动机活塞座有弹簧的压力，阀杆的冲撞力难以向上传递，那么连接块（与油动机有设计10S的间隙）在下部阀杆的长期的冲撞下，造成了磨损，使间隙增大，造成了连接块在轴向的晃动，同时轴向的晃动又造成了连接块的横向移动，共同使LVDT造成损坏。因为高压调门执行机构在汽轮机大罩壳内，平时对LVDT及连接块的磨损（轴向间隙只有在特定位置晃动时才有）很难看到，这推迟了问题的解决。

4.#5机高压调门晃动及#3高压调门LVDT断裂处理

对于#3高压调门单个LVDT出现故障后，我们及时把故障的LVDT撤出运行。

当#3调门两个LVDT均出现故障后，我们采取在DEH功率回路控制的情况下，把#3高压调门强制关闭，，由DEH自动开启#4调门进行功率的调节。

对于由#4高压调门代替#3高压调门工作，因为是非正常运行方式，我们采取小幅多次的调节方法，尽量减少对系统的冲击，同时对轴向位移、差胀等参数进行监视。

新华控制工程公司提供了新型的LVDT，这种形式的LVDT能有效的减轻LVDT连杆不同心及阀杆微量晃动产生的磨损。

同时 对油动机活塞杆与阀杆的连接块进行了重新设计，保证了连接块的间隙在正常范围。

5.存在的问题

对于高压调门阀杆的固有轴向振动，因为是阀碟及阀座的空间结构决定的，没有办法进行根本的解决。可对予启阀进行处理以恢复原来的予启间隙（因为予启阀在长期运行后，经大阀碟冲撞后有磨损，造成了予启间隙的增大），减少轴向的振动。

同时，调门的开启重叠度是客观存在的，在调门的重叠度阶段，流量特性曲线如果与实际不吻合，那么在流量特性曲线的拐点处就造成了在很小的开度变化时造成了流量有较大的变化，在功率回路投用的情况下，为了维持负荷的稳定，就会造成调门的频繁调节，形成震荡。在流量特性曲线的拐点处，如何有效的避免调门的晃动呢？因为晃动与位置有关，只要避开晃动的拐点就可以解决这一问题，可以加减负荷或加减蒸汽的压力来避开这一点。当然，为了尽量减少拐点的影响，我们应该对流量特性曲线进行细调，以适应实际工况。

#5机高压调门晃动及#3高压调门LVDT断裂问题的处理，使我们认识到在DEH系统出现故障时，热工人员和机务人员密切配合，共同合作，有助于问题的全面早日解决。同时认识到任何设备故障的发生总有一些先兆，而任何设备故障的处理总可以找到更深层次的原因，一个好的技术人员应该在设备有故障先兆时，发现并阻止事故的发生，而在设备故障处理过程中，找到引起故障的深层次原因。

汽轮机中压汽门783螺栓断裂

Alloy783合金，名义成分为Ni-34Co-25Fe-5.4Al-3Nb-3Cr，是一种低膨胀沉淀强化型高温合金 [1-2] 。近年来随着超超临界机组的快速发展，上海汽轮机厂（以下简称上汽）引进德国西门子技术将该合金应用于汽轮机中压主汽门（简称中主门）和中压调节门（简称中调门）阀盖的紧固螺栓上 [3] 。然而，近年来全国范围内发生了大量Alloy 783螺栓断裂的案例，断裂数量几乎与断裂时间呈正相关增长。一旦出现由于螺栓断裂导致中压汽门泄漏或者爆炸将严重威胁人身及设备安全。

中压汽门螺栓作为高温紧固件，一般而言发生断裂与螺栓在不同服役工况下所经受的应力环境息息相关。因此以主汽门和调门螺栓系统为研究对象，开展典型工况（预紧、启动、稳定工况）下螺栓整体与局部（螺纹牙等部位）三维有限元应力分析，以探索研究螺栓服役过程中的应力对于断裂的影响，并为后期制定反措提供有益的参考。

1有限元建模

1.13D有限元模型

采用UG软件对上汽超超临界机组中压主汽门和中压调节门分别进行3D整体建模并划分网格（见图1），这里称其为母模型。在母模型中，暂时用光杆代替螺栓，而忽略螺纹等细节。为了在有限元应力分析时，能够真实考虑螺栓中螺纹牙局部细节等因素，对螺栓进一步进行精细3D有限元建模（见图2），这里称其为子模型。在子模型中充分考虑螺栓中的螺纹牙细节，对螺栓（螺母）螺纹牙部位（螺纹根部）进行网格局部加密。在子模型中同时也将螺母-阀盖结合面、阀盖-阀壳结合面以及螺栓中螺纹牙与螺母中螺纹牙结合面按非线性接触对处理（取摩擦系数为0.2 [4] ）。

图1 中压主汽门及中压调节门有限元结构模型

图2 螺栓子模型及其局部放大示意

1.2材料性能

图3给出了中压主汽门和调门螺栓材料（Alloy783）与阀壳、阀盖材料（GX12CrMoWVNb N10-1-1）的弹性模量、线膨胀系数随温度的变化规律。从图3（a）可以看出，Alloy783材料从常温到650℃之间弹性模量下降较为缓慢，基本维持在160～180 GPa左右；而阀盖材料弹性模量则下降非常明显，从常温时的210 GPa下降至140 GPa左右。从图3（b）可以看出，由于Alloy783合金中的“因瓦效应”，其在常温时热膨胀系数比较低，约为9.9×10 -6 ℃ -1 。随着温度提高，Alloy783合金热膨胀系数逐渐提高，但在20～580℃范围内仍低于阀壳阀盖材料。

2有限元应力分析

典型工况下中压主汽门和中压调节门螺栓整体与局部三维有限元应力分析，主要针对在预紧（包括冷紧和热紧）工况、启动阶段阀壳内外壁最大温差时刻（以下简称启动工况）与正常运行时最大蒸汽压力出现时刻（以下简称稳定工况）下螺栓的整体与局部（螺纹牙等部位）应力分析。上述有限元应力分析采用ANSYS workbench v15.0通用软件，其中螺栓应力计算按预紧、温度和压力多场耦合方式进行模拟。

2.1预紧力工况

2.1.1 冷紧工艺应力分析

中主门和中调门螺栓的冷紧工艺是通过拧紧扳手施加力矩来实现。因此，根据文献《螺栓拧紧力矩的确定方法及相关探讨》 [5] 中提供的拧紧力矩T与预紧力F 0 之间的关系（见式（1）），可根据冷紧力矩来确定相应的冷紧力：

图3 螺栓、阀壳（阀盖）材料物理性能的温度变化曲线

式中：T为拧紧力矩；T 1 为用于克服螺纹副的螺纹阻力矩；T 2 为用于克服螺母和与被连接件（或垫圈）支承面间的端面摩擦力矩；F 0 为预紧力；φ为螺纹升角；ρ v 为螺纹当量摩擦角；d为螺纹公称直径；d 0 为螺纹外径；d 2 为螺纹中径；D w 为与支承平面连接的螺母或者垫圈的直径；u为螺母与被连接件的支承面间的摩擦因数；K为拧紧力矩系数，对于一般加工表面（有润滑状态）取值为0.14。

中主门和中调门螺栓冷紧力矩为分别为1 300Nm和760 Nm，根据式（1）则可确定相应的预紧力。

在上述冷紧力作用下，中主门螺栓中 最大应力出现在与螺母咬合的第1颗螺纹牙根部（偏上侧） ，达到87.7 MPa；中调门螺栓中最大应力出现在螺栓下部与阀壳咬合的螺纹第1颗牙根部（偏下侧），应力值约为112.2 MPa。此外，螺纹部分与光杆过渡位置应力也相对较大。

2.1.2 热紧工艺应力分析

安装时中主门螺栓和中调门螺栓的热紧工艺是通过测量螺栓伸长量来实现的。其中，中主门螺栓热紧后的伸长量及偏差为：ΔLM=（0.24+0.05）mm，中调门螺栓热紧后的伸长量及偏差为：ΔLM=（0.20+0.05）mm。为了考虑螺栓热紧工艺伸长量的偏差影响，螺栓热紧应力分析主要针对螺栓伸长量的上下边界2种情况，即：对于中主门螺栓：ΔLM=0.24，0.29 mm；对于中调门螺栓：ΔLM=0.20，0.25 mm。

（1）中主门螺栓。

对中主门螺栓施加预紧力单元，螺栓中 最大应力出现在与螺母咬合的第1颗螺纹牙根部（偏上侧） ，如图4所示。当螺栓预收缩量0.24 mm时，该处应力达到421.9 MPa；预收缩量为0.29 mm时，应力达到514.1 MPa，相比0.24 mm预紧应力提高了92.2 MPa。

图4 热紧时中主门螺栓应力分布示意

（2）中调门螺栓。

对中调门螺栓施加预紧力单元，螺栓中 最大应力出现在螺栓下部与阀壳咬合的螺纹第1颗牙根部（偏下侧） ，如图5所示。当螺栓预收缩量为0.20 mm时，该处应力达到320.6 MPa；预收缩量为0.25 mm时，应力达到412.9 MPa，相比0.20 mm预紧应力提高了92.3 MPa。此外，在螺栓上部螺纹与螺母螺纹牙咬合部位也出现了较大的应力。螺纹部分与光杆过渡位置应力也相对较大。

图5 热紧时中调门螺栓应力分布示意

从图5中也能发现，即使同一颗螺纹牙，在预紧力作用下其应力分布也是极其不均匀的。

2.2启动工况

2.2.1 中主门螺栓应力分布

图6给出了启动工况时中主门再热蒸汽压力（PA）与中主门阀壳温度测点50%和100%位置温度差ΔT （100%—50%） 值随时间变化曲线。 由于启动工况下温度应力是主要考虑因素，因此，在内外壁最大温差点作为温度应力计算位置。由图 6中100%测点与50%测点的最大温度差（约40℃）可推算阀壳内外壁温差约为80℃，相应的再热蒸汽压力为1.7 MPa。

图6 启动工况中主门再热蒸汽压力与阀壳温度测点温差变化曲线

从启动工况下中主门螺栓的应力分析可初步得出，螺栓中的最大应力均出现在与螺母咬合的第1颗螺纹牙根部偏上侧（见图7）：

（1）当热紧伸长量为0.24 mm时，中主门中各螺栓的最大应力在533.8～555.5 MPa范围内变化。启动工况下的螺栓应力大于其初始预紧应力（421.9 MPa）约 25%。

（2）当热紧伸长量为0.29 mm时，中主门中各螺栓的最大应力在617.6～644.9 MPa范围内变化。启动工况下的螺栓应力大于其初始预紧应力（514.1 MPa）约 20%。

此外，螺栓下部螺纹与阀壳咬合的第1颗牙局部也存在较大的应力。

2.2.2 中调门螺栓应力分布

图8给出了启动工况时中调门阀壳温度测点50%和100%位置温差随时间变化曲线；中调门再热蒸汽压力见图6（a）。由于启动工况下温度应力是主要考虑的因素，因此，在内外壁最大温差点作为温度应力计算位置。由图中100%测点与50%测点的最大温度差（约30℃）可推算中调门阀壳内外壁温差约为60℃，相应的再热蒸汽压力为1.75 MPa。

从启动工况下中调门螺栓的应力分析可总体得出：

（1）当热紧伸长量为0.20 mm时，各螺栓上的最大应力值约在359.4～374.5 MPa范围变化。最大应力均出现在与阀壳咬合的第1颗螺纹牙根部偏下侧（见图9），但均略大于螺栓的初始预紧应力（320.6 MPa）。

（2）当热紧伸长量为0.25 mm时，各螺栓上的最大应力值约在425.9～445.4 MPa范围变化。最大应力均出现在与阀壳咬合的第1颗螺纹牙根部偏下侧，但均略大于螺栓的初始预紧应力（412.9 MPa）。

图7 启动工况中主门螺栓局部应力分布示意

图8 启动工况中调门阀壳温度测点温差变化曲线

2.3稳定工况

2.3.1 中主门螺栓应力分布

图10给出了稳定工况时再热蒸汽压力与中主门阀壳温度测点50%和100%位置温度差值随时间变化曲线。由于稳定工况下蒸汽压力成为主要考虑因素，因此，在最大再热蒸汽压力约为5.25 MPa时刻获得的中主门阀壳100%测点与50%测点的最大温度差约为4℃，由此推算出阀壳内外壁温差约为8℃。

从稳定工况下中主门螺栓的应力分析也可总体得出，螺栓中最大应力均出现在与螺母咬合的第1颗螺纹牙根部偏上侧（见图11）：

图9 启动工况中调门螺栓局部应力分布示意

图10 稳定工况中主门再热蒸汽压力与阀壳温差变化曲线

（1）当热紧伸长量为0.24 mm时，不同位置上螺栓的应力在401.1～413.5 MPa范围内变化；中主门螺栓的最大应力明显低于螺栓的初始预紧应力（421.9MPa），平均下降约为5%。

（2）当热紧伸长量为0.29 mm时，不同位置上螺栓的应力值在471.8～486.6 MPa范围内变化；中主门螺栓的最大应力明显低于螺栓的初始预紧应力（514.1MPa），平均下降约为8%。

图11 稳定工况下中主门螺栓局部应力分布

2.3.2 中调门螺栓应力分布

图12给出了稳定工况时再热蒸汽压力与中调门阀壳温度测点（50%和100%位置）的时间历程；中调门再热蒸汽压力见图11（a）。由于稳定工况下蒸汽压力将成为主要考虑的因素，因此，在最大再热蒸汽压力约为5.25 MPa时刻获得的中调门阀壳100%测点与50%测点的最大温度差约为2℃，由此推算出阀壳内外壁温差约为4℃。

从稳定工况下中调门螺栓的应力分析中也可总体得出，最大应力出现在与阀壳咬合的第1颗螺纹牙根部偏下侧：

（1）当热紧伸长量为0.20 mm时，各螺栓最大应力的值约为267～281 MPa。稳定工况下中调门螺栓的最大应力明显低于启动工况下螺栓的最大应力（359～374 MPa），下降约24%。同样也明显低于其初始预紧应力值（320.6 MPa）约16%。

（2）当热紧伸长量为0.25 mm时，各螺栓最大应力的最约为326～327 MPa。稳定工况下中调门螺栓的最大应力明显低于启动工况下螺栓的最大应力（426～445 MPa），下降约24%。同样也明显低于其初始预紧应力值（412.9 MPa）约21%。

导致稳定工况下螺栓应力下降的主要原因同样是由于螺栓材料与阀壳材料的线膨胀系数和弹性模量的温度曲线不同所致。

图12 稳定工况中调门阀壳温度测点温差变化曲线

3有限元应力分析讨论

3.1预紧力过大对于螺栓断裂的影响

上汽超超临界中压主汽门螺栓和中压调节门螺栓起初预紧力伸长量分别设定为0.40～0.45 mm和0.35～0.40 mm。然而，过高的伸长量造成较大的预紧力，从而带来了一系列问题，如局部表面裂纹在高应力和高温氧化环境下持续交互作用 [6-7] ，从而促进裂纹容易扩张 [8] ，长时间后等到裂纹扩展至一定阶段导致大量Alloy783螺栓过早断裂。

从图13中断裂中压主汽门和调节门螺栓可以看出，螺栓断裂位置与上文介绍的有限元应力计算结果中应力集中最大位置基本一致。 由于初始预紧力偏大导致后期各种服役工况中螺栓应力皆偏大，高应力对于裂纹的形成是较大的促进因素，尤其对于SAGBO（应力促进晶界氧化） [9-10] 而言，高应力加速了Alloy783合金的晶界氧化形成的损伤区 [11] ，间接地促进了裂纹的快速发展 。

中压汽门螺栓由于表面高温氧化（腐蚀）或者初始加工痕迹等因素会在表面萌生缺陷（裂纹、空洞等），并降低该局域材料的力学性能 [4，12] 。 安装时伸长量较大会进一步消耗了材料的延性（或增加材料的脆性），由此导致较早萌生裂纹 。上述裂纹和缺陷（见图14）在较高拉伸预紧力作用下将处于张开状态，并在高温交变服役环境下，持续扩展、聚合形成宏观主导裂纹和新的氧化表面。当螺栓剩余承载面积不足以抵抗外载作用时最终导致了螺栓瞬时拉伸断裂。

图13 断裂中主门、中调门螺栓宏观形貌

图14 Alloy783螺栓在应力下的裂纹萌生和扩展

3.2下调预紧力的影响

表1是调整预紧力前后各种典型工况下螺栓中应力变化情况。其中，表1中的“原值”是按照中压主汽门和调节门螺栓分别预紧力伸长量为0.40 mm和0.35 mm并按照上文介绍的相同的条件来进行计算的，作为下调预紧力之前的应力参照。从表1可以看出，在中压主汽门和调节门螺栓分别下降至0.24/0.29和0.20/0.25以后，在预紧工况、启动工况和稳定工况3种工况下，螺栓中的最大应力相比于调整预紧力之前皆发生了明显的下降。

从表1还可以看出，对于中主门螺栓和中调门螺栓，启动工况由于阀体内/外壁具有较大的温差，螺栓该工况下的应力值在3种工况中最大，因此也是最容易出现失效断裂的时刻。而稳定工况时的螺栓内应力在3种工况中最小，需要保证阀门不漏气。

值得指出的是，实际造成Alloy783螺栓大批量断裂的综合因素比较多，如还有螺栓自身由于加工质量造成的晶界抗氧化性能下降 [13] 、螺栓表面缺陷以及安装时加热孔内壁过烧 [14] 等其他的因素。应力在这些因素中起着放大效应，但并非是唯一的因素， 下调预紧伸长量主要是降低应力对于缺陷扩展的放大效应 。

综合以上分析可以看出 安装时预紧力过大对于上汽超超临界机组的Alloy783螺栓大批量断裂是一个非常大的促进因素 。在保证阀门不漏气的前提下，将预紧力大幅下调并切实执行后，短时间内大批量螺栓断裂问题能得到较大改善。从实际服役情况来看，下调预紧力后螺栓的断裂比例发生了非常明显的下降。

表1 典型工况下中主门（中调门）螺栓应力相对变化量

4结论

以上汽超超临界机组中压汽门螺栓系统为研究对象，开展典型工况下螺栓整体和局部的三维有限元应力分析，结果发现：

（1）安装时预紧力过大是造成上汽超超临界机组的Alloy783螺栓大批量断裂的一个较大促进因素。

（2）螺栓在预紧、启动、稳定3种工况下有限元计算最大应力均集中在螺纹部分与螺母或阀体咬合的第1颗螺牙位置；启动工况时螺栓内应力最大。

（3）降低预紧力伸长量后，中压汽门螺栓预紧力相对于以往也发生了明显的降低，使得螺栓短期断裂的比例显著下降。

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