核電站汽動給水泵抽汽調節閥門異常關閉原因分析

王曉峰

（ 大亞灣核電運營管理有限責任公司，廣東 深圳518124）

1 引言

某核電站每臺機組設置兩臺50%容量汽動給水泵和一臺50%容量電動給水泵。機組正常運行期間兩臺汽動給水泵運行，電動給水泵處于備用狀態。

汽動給水泵驅動汽源配置見圖1。每臺汽動給水泵配備一路新蒸汽汽源（用于機組啟動及低功率階段）、兩路來自機組再熱熱段的抽汽汽源（機組高功率時用）。每路汽源管線上配備一臺主汽閥和一臺調節閥，汽動給水泵正常運行期間主汽閥全開，調節閥開度在調節系統作用下變化，達到調節小汽輪機蒸汽進汽量及汽動給水泵負荷的目的。

圖1 汽動給水泵驅動汽源系統示意圖

2 故障描述

核電站機組滿功率平臺運行期間，若一臺汽動給水泵需要臨時停運時，需先啟運備用電動給水泵并手動提升電動給水泵負荷，兩臺汽動給水泵負荷自動降低。某核電站在該過程中當三臺給水泵達到均勻載荷時，一臺汽動給水泵抽汽調節閥門突然關閉，引起給水流量及蒸發器液位波動。

3 故障原因分析

3.1 閥門結構及工作原理

汽動給水泵抽汽調節閥門為液壓式調節閥門，由閥門本體和油動機組成。閥門本體（見圖2）安裝在汽輪機汽缸上。油動機（見圖3）位于閥門本體上方，與閥門本體通過連桿機構相連。油動機在液壓系統驅動下，帶動連桿機構上、下移動，實現閥門開度控制。

油動機設有動力油、信號油及兩路排油接口。動力油來自油系統動力油母管，信號油來自油系統的調節油管線。汽動給水泵運行期間動力油壓維持13.8bar.g，信號油壓力受調節系統控制在3.0~11.0bar.g。

3.2 故障原因及調查

故障出現在機組滿功率平臺下、三臺給水泵均勻帶載的工況。每臺汽動給水泵負荷由電動泵啟動前的50%降低為30%，抽汽調節閥門所需蒸汽流量及閥門開度相應減小。由于機組負荷及閥門上游抽汽壓力不變，閥門下游蒸汽壓力隨開度減小而降低，作用在閥瓣上下游壓差增加。表1 為典型工況下抽汽調節閥門上下游壓差數據。三臺給水泵均載工況下閥瓣上下游蒸汽壓差最大，此時需油動機提供更大提升力維持閥門開啟。

圖2 抽汽調節閥門本體結構示意圖

圖3 抽汽調節閥門油動機結構示意圖

表1 不同工況下抽汽調節閥門上下游壓差

從油動機結構分析可知，動力油進入油動機后在主活塞下部腔室需建立足夠油壓，以克服主彈簧壓縮力及蒸汽壓差作用在閥瓣上的蒸汽力等。作用在主活塞上的合力達到平衡時，閥門維持某一確定開度。利用圖4 簡化模型可計算閥瓣蒸汽力、主彈簧壓縮力及油動機維持閥門開啟所需提升力。

圖4 閥瓣蒸汽力示意圖

其中，P1和P2分別為閥瓣上下游蒸汽壓力、d1~d4分別為閥瓣各部位直徑。F1為P1作用在d1與d2間環形表面的蒸汽力，方向向下；F2為P2作用在d2表面上向上的蒸汽力；F3為P2作用在閥桿d3與d4之間環形表面向下的蒸汽力；F4為作用在閥瓣曲面上P1~P2間過渡區域的蒸汽力，方向向上。蒸汽力的合力ΣF 為：

表2 不同工況下油動機開啟力比較

根據蒸汽力合力計算結果推算出不同工況下主活塞下部腔室所需要的油壓（見表2）。與正常工況相比，三臺給水泵均勻帶載時抽汽調節閥門開度減小，主彈簧壓縮量及彈簧力相應減小，但閥瓣上下游蒸汽力大幅增加，合力增至10254N，油動機主活塞下部腔室所需油壓為4.79bar.g。

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抽汽閥門油動機正常工作必要條件為主活塞下腔室建立各種工況所對應的油壓，否則將出現閥門調解異常、甚至關閉問題。圖5 以閥門開啟過程為例說明油動機工作過程：提升汽動給水泵負荷時，調節系統增大信號油壓，推動先導滑閥上移，開大滑閥套筒上動力油窗口，同時關小上方排油窗口，使主活塞下部腔室油壓升高，推動主活塞上移，帶動連桿機構開大閥門。

從結構原理上分析，影響腔室油壓建立的因素主要有：

①動力油母管油壓不足；

②油管路堵塞；

③油動機內部間隙泄漏增加導致腔室內無法建立足夠油壓。

檢查油系統運行參數及動力油管路內部的清潔狀態、化驗油質，排除系統油壓、油質、及油管線方面因素。

動力油經節流孔板（孔徑φ3mm）后進入油動機，主要有三條泄油通道影響油動機下部腔室油壓建立（見圖5）：主活塞與缸體間間隙（泄漏通道1）、先導滑閥與套筒間間隙（泄漏通道2）以及套筒與缸體間間隙（泄漏通道3）。

圖5 油動機工作原理

從結構上分析，通道1 泄漏量大小直接影響油動機主活塞下部腔室油壓，設計上采用雙道彈性密封環結構加以防范。維修人員定期檢查殼體內表面、彈性密封環狀態，測量記錄相關尺寸，以期通過歷史信息跟蹤判斷油動機部件磨損狀況、控制油動機泄漏量。比較10 年來油動機檢修數據并發現明顯異常。

排油口1 主要來自動力油通過泄油通道1 泄油，代表主活塞密封環與殼體內壁之間的密封狀況；排油口2 包含動力油通過泄油通道2、3 泄油及信號油通過先導滑閥與殼體間間隙泄油。表3 列出兩個信號油壓對應的泄漏量測量結果，其中，0.7bar 為調節系統最低信號油壓，6.0bar 為機組正常運行時的信號油壓。兩種信號下泄流量均超過16L/min。采用同樣方法測量新油動機泄漏量為2.0~2.2L/min。由此判斷：經過多年運行后油動機泄漏量明顯增大。

表3 油動機泄漏量試驗結果

3.3 油動機故障原因

油動機正常工作時，孔板下游動力油油壓不小于主活塞下腔室所需壓力時才能保證閥門維持所需的開度。三臺給水泵均載運行工況下油動機下腔室所需的油壓為4.79bar（見表2），應用下列公式（參見HG/T 20570.15-95《管路限流孔板的設置》）求出該工況下需動力油的最大流量。

式中：Q——流量，m3/h；

C ——孔板流量系數（參照上述文獻選?。?/p>

D ——孔板孔徑，m；

ΔP——孔板上下游壓差，Pa；

γ ——流體相對密度（與4℃水密度相比，VG32 號透平油45℃下相對密度為0.85）。

按照上述公式計算單位換算后，最終的結果為11.9L/min。實測油動機動力油泄漏量大于通過孔板最大的動力油流量，說明在孔板下游及主活塞下腔室內部無法建立對應工況所需要的動力油油壓，油動機無法維持抽汽調節閥門所需開度。由此確定：油動機長期運行引起部件磨損并導致泄漏量異常增大是抽汽調節閥門異常關閉的原因。

4 制定解決措施

采用在油動機殼體內表面鑲入耐磨襯套的方案來解決磨損問題。耐磨襯套設計為可更換結構，發現異常磨損后及時更換。

5 結語

滑閥類設備的部件的磨損程度直接影響設備性能和功能。本例故障表明：僅僅通過尺寸測量無法準確判斷滑閥類設備的磨損程度及性能。需對性能及泄漏量進行定期檢測，長期跟蹤數據變化，以此評價油動機整體狀態，確保設備安全運行。