核電廠主給水泵跳泵導致停堆分析與改進

杜鵬程，宋秀臣，胡大千

（1. 福建福清核電有限公司，福建 福清 350300；2. 上海電力股份上電工程公司，上海 200090）

核電廠主給水泵跳泵導致停堆分析與改進

杜鵬程1，宋秀臣1，胡大千2

（1. 福建福清核電有限公司，福建 福清 350300；2. 上海電力股份上電工程公司，上海 200090）

本文針對核電廠調試試驗期間，發生主給水泵意外“跳泵”引發反應堆停堆的根本原因進行技術分析，結合國內同行經驗給出了有效的改進措施，從設備本體裝配尺寸改進、系統設計回路優化兩個方面，對如何提高主給水泵運行安全和可靠性進行深入闡述和分析。經過相關試驗運行驗證，優化改進措施和方案可以提高設備運行可運行性，尤其是保證主給水泵在負荷變化瞬態時的可運行性。并為其他核電廠同類型主給水泵運行調試，提供了一定的工程參考。

主給水泵；跳泵；口環間隙；暖泵

主給水泵組是核電廠二回路常規島中最重要的高溫循環給水泵之一，用于將二回路高溫介質強迫循環至蒸汽發生器，通過給水調節作用控制蒸汽發生器的水位在正常的工作范圍。若主給水泵流量發生變化，將直接導致蒸汽發生器水位波動，甚至觸發反應堆停堆。

某核電廠1、2號機組主給水泵制造商為Clyede Union，型號為FH 1H42/FK 1C 88 Boiler Feedwater Pumps，在執行主給水泵切換調試試驗過程中，停止B泵切換啟動C泵時，C泵“意外”跳泵，引起蒸汽發生器水位快速下降，反應堆自動停堆。

1 主給水泵結構系統分析

主給水泵組由前置泵、電機、液體耦合器以及壓力級泵組成，在前置泵以及壓力級泵前分別安置有濾網，對濾網前系統介質中雜質進行過濾，避免二回路系統中的異常介質進入泵組內部口環以及其他動靜接觸部件。

通過對前置泵和壓力級泵比轉速進行計算，得到壓力級泵比轉速約為106，前置泵比轉速約為59，為中比轉速離心泵。其中前置泵與電機通過聯軸器剛性傳動連接，壓力級泵與電機通過液力耦合器實現“無級”變速傳動。

前置泵葉輪與泵體口環之間存在一定間隙，根據設計手冊（見表1）口環處間隙值為0.48～0.68 mm（直徑方向間隙），在主給水泵實際運行過程中泵體口環允許微量磨損，當磨損量達到上限值后需對泵體口環進行更換。

2 根本原因分析

主給水前置泵“跳泵”原因排查分析如圖1所示。

2.1 系統運行參數原因分析

2.1.1 電流變化分析

PAM150C電動機綜合保護裝置對電動機啟動的判據如下：

當啟動電流Ist＜0.12Iθ（Iθ為額定電流），保護判電動機在靜止狀態；在泵啟動后60 ms內，啟動電流Ist上升到Ist＞1.5Iθ時（設為時刻t）保護判電動機為啟動狀態；在電動機啟動后100 ms內，啟動電流Ist下降到Ist＜1.25Iθ時（設為時刻t1），保護判電動機為啟動結束；時刻t2與t1的時間差，判為電動機啟動時間。

通過對2APA302PO電機電流進行分析，從2APA302PO聯啟32.4 s后跳閘，整個過程電機電流維持在3 000 A左右，啟動電流Ist始終大于1 406 A（1.25Iθ），其中Iθ為1 125 A（0.75In，In為繼電器額定電流），可以看出，電動機啟動過程持續未結束。

表1 主給水泵口環間隙值[1]Table 1 The clearance between the wear ring of the main feed pump

圖1 主給水前置泵“跳泵”原因排查分析Fig.1 The Ishikawa analysis for the turn-off of the main feed pump

分析：在2APA302PO電機啟動到跳閘，32.4 s跳閘時刻的電動機電流為2 951 A（正常啟動下，32.4 s時的電動機電流為880 A），說明電機啟動過程中電流超過正常啟動電流值，電機的負載力矩超過正常啟動時的負載力矩。經電機空載試驗驗證電機無異常，說明增加的負載力矩來自于泵轉子，可能是轉子發生動靜卡澀導致阻力矩增加所致。

2.1.2 惰轉時間分析

在此次跳泵事件停泵惰轉過程中，從700 r/ min轉速下降至0 r/min轉速的惰轉時間為12 s，與正常停泵惰轉的惰轉時間66 s（同樣從700 r/ min轉速下降至0 r/min轉速）相比，惰轉時間明顯變短。

分析：從惰轉時間來看，時間明顯變短，進一步說明在惰轉過程中電機受到的負載力矩超過正常負載力矩，導致惰轉時間減少。

2.1.3 泵流量、轉速分析

通過事件發生時泵流量、壓力分析：啟泵過程中轉速最高達到4 266 r/min，最大流量達到2 785 m3/h（額定流量3 720 m3/h），對比50%功率切泵試驗，2APA302PO轉速曾最高達到4 636 r/min，最大流量達到3 691 m3/h。

分析：從2APA302PO流量和轉速參數分析，可以看到啟動過程中泵轉速始終無法達到額定轉速并使得泵出口流量也無法達到額定流量，說明電機未能正常啟動至額定轉速。

2.1.4 泵振動分析

在泵啟動過程中，泵軸振動位移在快速升高后出現較大的波動，期間最大振動位移值達到117 μm（正常運行期間泵軸振動位移值約為60～80 μm）。

分析：從泵軸振動位移運行曲線，可以看到前置泵在啟動過程中振動位移值高于正常運行振動值，使得在啟泵期間泵體口環與葉輪口環之間間隙小于正常運行期間口環間隙，加劇泵體口環與葉輪口環之間碰磨的風險和程度。

2.1.5 系統運行參數分析結論

從系統運行參數分析，啟動過程中電機負載力矩超過正常啟動時的負載力矩，說明轉子應存在卡澀，同時考慮到壓力級泵與電機間通過液體耦合器傳動即使壓力級泵發生卡澀也不會傳遞到電機，而前置泵與電機間是聯軸器連接，若發生卡澀將直接傳遞到電機驅動軸。

根據運行參數特點分析判斷前置泵的轉子處可能存在卡澀，導致電機受到異常的負載力矩，基于此分析對前置泵進行進一步解體檢查分析。

2.2 前置泵解體驗證分析

2.2.1 2APA301PO（前置泵）葉輪（口環）表面檢查分析

從泵體口環表面檢查來看，沿口環圓周方向有約20°周長范圍內（如圖2區域2所示）口環表面光滑未發現異常磨損，在其余區域（如圖2區域1所示）口環表面發生比較嚴重磨損，從磨損形態是沿葉輪旋轉方向來判斷，應是葉輪口環與泵體口環之間發生了動靜干涉所致。

圖2 葉輪非驅動端口環碰磨情況Fig.2 The damage of impeller wearing (undriven side)

2.2.2 前置泵泵體（口環）表面測量分析

通過對前置泵泵體口環和對應葉輪口環間隙進行現場測量（見圖3），可以看出，泵體口環直徑沿圓周方向不同最大口環直徑與最小口環直徑之差達到0.10 mm（超過出廠前圓周方向跳動公差值），說明泵體口環發生局部的碰磨。

從碰磨位置來看，泵體口環水平方向（9：00～3：00）現場實際測量的口環直徑最大說明該區域碰磨接觸較多導致口環內徑磨損量大，而斜向45°方向現場實際測量的口環直徑最小，說明該區域碰磨接觸較少而口環內徑磨損量小。

圖3 前置泵葉輪、泵體口環直徑Fig.3 The diameter of boszer pump impeller and casing wearing

2.3 事件原因分析

從上面排查分析可知，主給水前置泵葉輪口環與泵體口環發生偏磨，導致泵啟動及停泵過程中電機受到的阻力矩變大。過大的電機負載力矩，導致電機未能正常啟動，失速保護動作跳泵。

根據解體檢查結果，發現葉輪口環發生了局部碰磨，根據設計手冊在正常運行期間泵體內部溫度一致情況下，葉輪及泵體口環會均勻熱膨脹，不會出現碰磨。

經查，此次啟泵時，泵體上下部溫度差值大于30 ℃，前置泵殼體與葉輪處上下部溫度受熱不平衡[2],導致前置泵葉輪口環與泵體口環之間局部間隙為零，二者發生動靜碰磨。

3 優化改進分析

3.1 口環間隙值改進

葉輪口環與泵體口環發生動靜干涉直接原因是口環間隙為零，二者動靜接觸所致。為提高運行可靠性適量地提高口環間隙值，由于葉輪口環間隙將直接影響到泵組的容積效率，在擴大口環間隙前需對容積效率的影響進行校核，計算如下：

密封環處泄漏量:

式中：q——密封環處泄漏量，m3/s；

ΔHw——密封環間隙兩側壓差，m；當比轉速ns=60～150時：

ΔHw=0.6H=574.7×0.6=344.82（壓力級泵）

ΔHw=0.6H=264.3×0.6=158.58（前置泵）

λ——密封環間隙摩擦系數，根據手冊參考，λ=0.04；

L——密封環間隙長度，mm；

b——密封環間隙寬度，mm；前置泵b=0.5×（0.48～0.68）=0.24～0.34 mm，平均值為0.29 mm；壓力級泵 b=0.5×（0.48～0.56）= 0.24～0.28 mm，平均值為0.26 mm；

D——密封環間隙平均直徑;前置泵D=0.5×（456+420）=438 mm；壓力級泵D=0.5×（302+310）=306 mm；

對密封環泄漏量q進行計算，如下：

0.7 =0.015 6 m3/s,前置泵額定流量Q= 3 620.4/3 600≈1.006 m3/s，故密封環處泄漏量占前置泵總流量比例K=0.015 6/1.006=1.55%。

葉輪口環間隙擴大至0.4 mm（單邊）后，前置泵密封處泄漏量:

其中，b2＞b（b2、b分別代表葉輪口環切割后間隙，葉輪口環原間隙），對代

將式（3）代入式（2）中，可得：

0.025 m3/s，前置泵葉輪口環切割后最大泄漏流量占前置泵總流量比例：

口環間隙增加后，口環處流量損失增加2.49%-1.55%=0.94%，增加比例未超過行業標準值，口環間隙擴大至0.80 mm（直徑間隙），在提高主給水泵可運行性同時不會導致泵組效率不滿足設計要求。

3.2 暖泵分析

為避免泵體上下部溫差過大，導致泵體內部熱變形超差，使得轉子軸承下沉量超過設計要求，采用暖泵對主給水泵組進行暖泵，目前國內行業內常用的兩種暖泵方式，分析如下：

3.2.1 增加暖泵管線

增加暖泵管線方式，其原理是利用中壓給水母管與泵體內部的壓力差值，通過從中壓給水母管上引出一條暖泵管線分別接入到前置泵和壓力級泵的泵體下部疏水閥，形成強迫循環，以加強泵體內部的介質流動，此種方案主要作用是使備用的主給水泵可以快速地升溫，避免備用泵啟動后泵體內部低溫給水進入到蒸汽發生器引起水位劇烈波動[4]，產生停堆風險（見圖4）。

3.2.2 疏水暖泵分析

為避免泵體內部在靜止備用狀態下內部存在較大的溫差，對泵體周圍進行保溫層包裹同時注意側面保溫層銜接處的保溫封堵。

具體實施措施是打開前置泵和壓力級泵泵體下部的疏水閥門，利用介質的自然重力疏水提高泵體內部的介質熱交換速率，使得泵體內部上下部介質溫差縮小在可控范圍內。

根據現場實際測量及同行經驗反饋，泵體上下部溫差控制在20～25 ℃范圍以下時，在快速切換備用泵后，不會出現由于熱變形而導致轉子卡澀問題。

4 結論

主給水泵組在泵體內部上下部存在較大溫差時，由于泵體熱變形使得兩端徑向支撐軸承下沉量偏大，同時在泵組裝配精度、轉子靜撓度、轉子振動等因素的促進下，從而導致泵體口環與葉輪口環發生動靜碰磨、跳泵。通過對口環間隙值改進同時結合增加疏水暖泵優化以及考慮增加暖泵管線改造等措施，有效地提高了主給水泵組運行可靠性，尤其是在備用切換這種特殊工況下安全的啟泵，并為后續機組以及同行類似結構高溫給水泵調試運行提供了工程參考。

圖4 增加暖泵管線優化Fig.4 Optimization of adding warm-up pipe

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The Cause and Modification Analysis for Reactor Shutdown Due to Main Feed Pump Turn-off

DU Peng-cheng1, SONG Xiu-chen1, HU Da-qian2
(1. Fujian Fuqing Nuclear Power Company, Fuqing, Fujian Prov.350300，China；2. Shanghai Electricity Engineering Company，Shanghai 200090, China)

During commissioning, the main feed pump was “turn off”, the root cause was analyzed, and effective improvement actions were taken according to relating experience. Improving the safety and reliability from equipment assembly size control and system design were also deeply explained and analyzed. All modifications have been verified through relevant test. These modifications can ensure the pump operating safety even during load changing transient. While improving the operationability of equipment, relating actions and modifications could make reference to other plants.

main feed pump; turn-off ; wear ring clearance; pump warmup

TL36 Article character: A Article ID: 1674-1617(2016)04-0344-06

TL36

A

1674-1617(2016)04-0344-06

2016-11-20

杜鵬程（1988—），男，本科，工程師，目前從事核電廠核一級設備主泵在內關鍵泵技術管理工作。