核電廠蒸汽旁排閥閥位反饋桿振動疲勞斷裂分析

王 剛 林 磊 張貽林 張舟永 潘洪良 范志明 陳明亞

（1.臺山核電合營有限公司；2.蘇州熱工研究院有限公司）

為分析旁排閥閥位反饋桿疲勞斷裂的原因，筆者以某EPR 機組旁排閥為研究對象，通過對閥門部件和連接管道的振動應變測試和信號特征分析，揭示誘發部件失效的根本原因。

1 旁排閥及閥位反饋桿結構

汽輪機旁路系統共有8 組蒸汽旁排閥，為籠式氣動調節閥。 旁排閥主體結構由氣動頭和閥體組成，閥體為籠套導向、直通式結構，蒸汽通過閥體時上進下出， 氣動頭為單彈簧復位氣動活塞式，氣壓信號從膜片下方進入氣缸，氣動桿向上運動打開閥門， 失氣時彈簧將氣動桿向下壓，關閉閥門。 氣動桿下部和閥桿上部均為螺紋結構，通過一個方形聯軸器連接。 聯軸器由兩半組成，當上、下閥桿找正對中后，用聯軸器將閥桿夾持起來，并用4 個螺栓將聯軸器緊固，螺栓尾部無鎖緊螺母；閥位反饋桿是由橫桿、豎桿和接收臂組成的連桿機構，材料為316 不銹鋼；聯軸器結構如圖1 所示， 橫桿和豎桿間由關節軸承連接，關節軸承實物圖如圖2 所示。

圖1 聯軸器

圖2 關節軸承

閥位反饋傳遞機構的運動形式如圖3 所示。

圖3 閥位反饋系統示意圖

各部件主要運動軌跡如下：

a.橫桿AB。 作用是傳遞閥門開度信息 （閥位）， 主要運動軌跡為跟隨氣動桿進行上下方向的平移。

b.豎桿BC。 作用是將橫桿所指示的閥位信息傳遞給接收臂，主要運動軌跡為跟隨橫桿上下平移， 以及配合接收臂繞D點的轉動而在BCD平面內轉動；同時，由于安裝時關節軸承與兩側螺帽間留有一定間隙，因此豎桿還可在ABC平面內有一定角度的左右偏轉。

c.接收臂CD。 作用是將閥位反饋橫桿AB所傳遞的閥位信息轉換為CD繞D點的轉角信息，其主要運動軌跡為繞D點的轉動。

反沖質子磁譜儀基于中子與聚乙烯靶的n-p散射及反沖質子在磁場中的色散、偏轉和聚焦等物理過程，其基本原理包含核反沖和磁分析2個過程。在實驗室坐標系中，與中子入射方向成角度φ的反沖質子，其能量Ep和中子能量En間的關系為

閥位反饋橫桿結構如圖4 所示，兩端是螺紋結構，中間是錐形結構。 主要尺寸為：反饋桿根部螺紋底徑d1=10 mm，根部螺紋長L1=10 mm，光桿根部直徑d3=15 mm，端部連接萬向節端的光桿直徑為d2=10 mm，端部螺紋長L2=59 mm，光桿部分總長為L3=95 mm，反饋桿總長L=164 mm。

圖4 閥位反饋器橫桿結構

2 測量方案

根據閥位反饋桿發生疲勞斷裂的頻次高、時間短的特征，可確定為高周疲勞斷裂，排除啟停機溫度交變的影響，更符合振動疲勞特征。 因此，在核電廠調試運行期間，對旁排閥部件進行振動測量，根據實測振動信號，結合閥位反饋桿結構受力特征、 振動水平及其與運行工況的關系，分析其頻繁斷裂的原因。

將旁排閥所在管道命名為P1。在旁排閥入口管道（測點P1V1）、閥體（P1V2）和聯軸器（P1V3）上分別布置一個三軸向加速度傳感器，測量管道軸向（x）、水平方向（y）、豎直方向（z）的振動，測點布置如圖5 所示。 應變測點布置如圖6 所示，在聯軸器上側氣動桿上布置直角三軸應變計P1S1、P1S2，這兩個測點同在一個截面上、并沿圓周呈90°布置， 分析氣動桿沿不同振動方向引起的交變應力情況。 在閥位反饋桿根部頂面和側面分別布置直角三軸應變計P1S3、P1S4， 分析反饋桿豎直和水平方向的振動特征；在閥位反饋桿根部頂面和底面對稱布置沿桿軸向的單軸應變計P1S5，通過臨邊半橋的接線方式測量彎矩引起的軸向應變；在閥位反饋桿端部頂面安裝沿桿軸向的單軸應變計P1S7， 用于測量反饋桿端部的應變響應。 所有直角應變計的45°應變計均與被測結構中軸線方向保持一致。

圖5 振動加速度測點布置

圖6 應變測點布置

3 測試結果分析

根據電廠實際調試工況，開展了旁排閥快開和緩慢開啟兩種工況的振動測量。

3.1 振動載荷特征及主振方向分析

P1S3 測點45°應變片（沿橫桿軸向）測量結果為閥位反饋器橫桿軸向總應變εtotal，P1S5 測點測量相同位置僅由彎矩引起的軸向應變εbend，則由軸力引起的軸向應變εa-f=εtotal-εbend。

圖7 給出了快開工況閥門滿開度時彎矩引起的軸向應變和軸向總應變、軸力引起的軸向應變量值對比，可以看出彎矩引起的軸向應變與總應變幅值基本相同，而純軸力引起的軸向應變幅值相對較小。 即閥位反饋橫桿以彎曲振動變形為主。

圖7 軸向應變量值對比

閥位反饋橫桿安裝在聯軸器側面，其振動載荷來源主要為閥桿。 閥位反饋橫桿頂面P1S5 測點的應變主要由上下方向彎曲振動引起，而側面P1S4 測點的軸向應變主要由水平方向彎曲振動引起。 取緩慢開啟工況下、旁排閥滿開度時兩個位置軸向應變量對比（圖8），可以看出上下方向振動應變幅值遠高于水平方向的幅值，這說明閥位反饋器橫桿以豎直方向振動為主。

圖8 閥位反饋橫桿頂/側面軸向應變對比

圖9 給出了閥門不同開度運行時閥位反饋橫桿的振動應變曲線和滿開度時氣動桿振動應變曲線。 可以看出， 開度為100.0%、49.8%和60.5%時， 橫桿振動應變信號中均存在明顯的短時、間歇沖擊特征，對比開度100.0%時氣動桿和橫桿的振動信號，發現氣動桿并無此現象，即短時間歇沖擊是反饋橫桿特有振動特征。

圖9 不同閥門開度時橫桿應變曲線

分析閥位反饋結構特征可知，橫桿運動受到豎桿的直接影響，兩者之間關節軸承孔徑比橫桿端部螺桿外徑略大，存在徑向間隙。 當兩者快速運動時，必然會由于這種徑向間隙的存在而導致相互撞擊。 對橫桿來說，豎桿和接收臂相當于一個懸于其端部的快速運動集中質量，這種質量塊不斷敲擊橫桿末端，由此產生這種短時、間歇沖擊信號。

3.2 振動頻率特征分析

機組冷態時通過錘擊法進行部件固有頻率試驗，得到閥體、聯軸器和反饋桿的第一階固有頻率分別為640、282、167 Hz。 圖10a、b 分別為閥門滿開度時各測點振動應變、 加速度頻譜曲線。可以看出，氣動桿、反饋橫桿的主振頻率分別為218、164 Hz，閥門上游管道、閥體和聯軸器的振動加速度主頻帶分別為400～500 Hz、620～650 Hz、140～170 Hz。 從各測點的頻率特征可以看出，反饋橫桿的振動主頻與其一階固有頻率接近， 且恰落入聯軸器主振頻帶140～170 Hz 內，聯軸器的振動是引起閥位反饋橫桿共振的激振源。

圖10 閥門滿開度時各測點振動頻譜曲線

對振動加速度頻譜進行積分，得到各測點振動速度頻譜，如圖11 所示。 可以看出，其主振頻帶與加速度頻譜一致，并出現3 Hz 的低頻振動特征，這與現場觀察情況一致，即該蒸汽旁排管道既存在低頻晃動，又存在高頻振動。 而高頻振動通常與高速蒸汽流動相關［2，4］。

圖11 閥門滿開度時各測點振動速度頻譜曲線

3.3 開度調節對閥門部件振動的影響分析

圖12 為旁排閥快速啟動后的開度曲線，可以看出閥門開度存在頻繁的調節。 圖13 為閥門緩慢開啟過程中反饋橫桿應變變化趨勢，可以看出在閥門開度低于49%時，反饋橫桿的振動應變幅值較小，而開度由49%增大后，反饋橫桿振動應變幅值顯著增大，并在閥門滿開度時達到最大。 由此可知，旁排閥開度大于49%后，閥內蒸汽流動對于閥芯的沖擊更為劇烈，載荷通過閥桿傳遞至聯軸器并得以放大，進而對閥位反饋橫桿形成極大激振力，加上激振頻帶包絡反饋橫桿固有頻率，使其發生大幅劇烈共振。

圖12 旁排閥快速啟動及穩定運行后開度曲線

圖13 閥門開度與反饋橫桿應變變化趨勢對比

取圖12 中綠色時段分析閥門開度與振動幅值的對應關系， 如圖14 所示。 由圖14a 可以看出，在閥門開度波動期間，閥門上游管道、閥體和聯軸器的振動加速度幅值均相應發生波動，且大的波動次數與閥門開度波動次數一致， 均為17次。 旁排閥開度調節期間，聯軸器上振動加速度幅值最大，達580g；閥體振動加速度幅值最大達103g，而閥門上游管道上振動加速度最小，幅值為70g。由圖14b 可知，氣動桿和閥位反饋橫桿上應變測點的幅值波動與閥門開度波動趨勢一致，氣動桿的應變幅值較小，兩個測點的應變范圍均10×10-6左右，而閥位反饋橫桿根部應變范圍超過了1000×10-6。

圖14 閥門開度調節時振動加速度和應變變化情況

由上述特征可知，聯軸器（或氣動桿）的振動趨勢與閥門開度趨勢具有直接相關性，后者是造成前者振動狀態變化的直接原因。 閥門的開啟使得高速流動的蒸汽在閥門內部截面變化處形成湍流，汽流沖擊使得氣動桿出現較大振動；而在閥門開度頻繁調節時，閥門內部流體的不穩定性進一步加強，也促使氣動桿振動加劇，從而通過聯軸器傳遞給一側的橫桿，引起橫桿較大幅度振動。 同時，閥門開度大于49%后，蒸汽對閥體的激振力顯著增大，誘發相關連接部件的振動水平顯著升高。

3.4 閥位反饋橫桿振動疲勞損傷分析

旁排閥經歷兩次啟動，第1 次為旁排閥快開過程、第2 次為緩慢開啟過程。 分析緩慢開啟過程閥位反饋橫桿的疲勞損傷情況， 該過程共有4組測量數據（時間基本連續），按先后順序命名為時段1～時段4。 基于雨流統計法對根部（P1S5）和端部（P1S7）橫桿光滑表面的振動應力數據進行統計分析，得到根部和端部光滑表面處的交變應力幅數組S11～S15 （分別對應時段1～時段5）、S21～S25 （分別對應時段1～5） 和循環次數數組N11～N15、N21～N25， 其 中 最 大 交 變 力 分 別 為176.42 MPa 和195.21 MPa，均出現在時段5。 因橫桿兩端均為螺紋結構，螺紋處是疲勞開裂的敏感部位， 應考慮應力集中的影響， 參考ASME BPVC 標準第Ⅲ卷附錄XIV-1322，考慮應力集中時螺紋的疲勞強度減弱系數不低于4.0［5］。 同時，根據圖5 反饋橫桿結構可知， 根部螺紋區 （即P1S5 測點）的直徑與光滑表面處不同，因此根據光滑表面處彎曲應力等效螺紋處彎曲應力時，應考慮截面慣性矩和應力集中兩個因素，彎曲應力換算系數為3.375、 疲勞強度減弱系數取4.0；而端部光滑表面處和螺紋區直徑相同，只需考慮應力集中因素。 將交變應力數組S11～S15 乘以13.5， 得到修正后的交變應力數組S11′～S15′（短時沖擊引起的最大交變應力已達2 381 MPa）；將交變應力數組S21～S25 乘以4.0， 得到修正后的交變應力數組S21′～S25′（短時沖擊引起的最大交變應力達780 MPa）。

基于Miner 線性累積損傷準則， 并采用ASME BPVC III-Fig.I-9.2 給出的不銹鋼材料設計疲勞S-N 曲線，分別對反饋橫桿根部和端部螺紋區4 個時段進行疲勞損傷因子U計算，得到4 個時段疲勞損傷因子及交變應力和循環次數曲線，如圖15 所示。 根據疲勞損傷判斷準則， 當累積疲勞損傷因子大于1 時，結構將發生疲勞裂紋的擴展。 由分析結果可知，反饋橫桿根部在時段2時疲勞損傷因子就已經超過1.0（圖15a），表明裂紋可能已經開始擴展了。同時，從時段2～時段4， 根部最大交變應力呈增大趨勢， 可能是由于宏觀裂紋出現導致反饋橫桿結構剛度和阻尼等均發生大幅變化，引起振動響應增加。 而端部累積疲勞損傷因子相比根部要低得多，但時段3 結束時也已超過1.0（圖15b），裂紋擴展的風險也很高。

圖15 反饋橫桿根部和端部疲勞循環統計結果

試驗結束后對該反饋橫桿螺紋處進行了電鏡觀察， 發現橫桿根部倒角處已出現明顯的裂紋，如圖16、17 所示。 上表面裂紋張開量比下表面要大，這與橫桿端部豎桿垂直向沖擊激勵特征吻合。 橫桿端部未觀測到裂紋，但從累積疲勞損傷因子計算結果看，該位置持續運行必定也會發生疲勞開裂。

圖16 閥位反饋器橫桿根部倒角處上表面裂紋

圖17 閥位反饋器橫桿根部倒角處下表面裂紋

3.5 聯軸器結構對閥位反饋桿振動的影響

在閥門快開后穩定運行過程中，出現了聯軸器振動加速度、閥位反饋橫桿振動應變幅值突然增大的情況，現場查看發現聯軸器4 顆緊固螺栓中有一顆嚴重松脫， 螺栓已從螺孔中旋出約3/4長度，并有另一顆螺栓也已松動并出現旋轉。 螺栓松動前后振動加速度和應變幅值變化如圖18所示， 可見旁排閥上游P1V1 點振動加速度幅值未出現突然增大現象，而聯軸器上P1V3 點、閥位反饋橫桿上P1S5 點的振動幅值均出現突然增大，橫桿上應變范圍由螺栓松動前的287×10-6增大至松動后的1070×10-6。 對比反饋橫桿振動頻率可以發現，螺栓松動后，反饋橫桿振動頻率顯著下降，由初始的164 Hz 降低為147 Hz。

圖18 螺栓松動前后各參數幅值變化

聯軸器是由兩半內部中空的結構組成，兩半結構之間通過帶單頭螺母的螺栓緊固，這種緊固方式的預緊力小、且缺乏有效的防松措施，在橫向振動的環境下極易發生松動并導致螺紋表面出現損傷，進而疲勞斷裂［6～8］。 當聯軸器螺栓松動后，由氣動桿、聯軸器、反饋桿等組成的振動系統剛度降低，促使其振動頻率的降低和振動幅值的增大。 因此，改進聯軸器緊固結構（如增加防松措施）或采用更可靠的反饋裝置（如非接觸式結構［9］）將有效提高該閥位反饋裝置的可靠性。

4 結論

4.1 旁排閥上游管道和閥體既存在低頻振動，又存在400～650 Hz 的高頻振動， 且旁排閥振動幅值高于上游管道，說明汽流激振使振動在旁排閥上得到放大。

4.2 閥位反饋橫桿振動響應與閥門開度變化相關，當閥門開度大于49%時閥位反饋橫桿振動幅值大幅上升，汽流激振是誘發管道及閥門、閥桿、閥位反饋桿振動的直接原因。

4.3 聯軸器的螺栓緊固方式預緊力小、缺乏有效防松，受振動載荷時容易發生松動；閥位反饋橫桿上的關節軸承結構導致其受到沖擊載荷、發生基頻共振， 兩端螺紋結構易發生松動和微動磨損。 這些結構缺陷是促進反饋橫桿疲勞斷裂的重要因素。

4.4 對于旁排閥閥位反饋桿斷裂問題，應考慮對旁排閥閥芯結構進行優化，降低蒸汽的流致振動作用；同時，改進聯軸器螺栓連接結構，增加預緊和防松措施，降低其松脫風險。 在閥位反饋結構方面，可考慮非接觸式反饋裝置的應用，消除振動引起反饋系統失效的問題。