高壓安注氣體隔離閥卡澀問題研究

鄭立軍

（中核核電運行管理有限公司，浙江嘉興 314300）

0 引言

秦山三期應急堆芯冷卻系統高壓安注氣體隔離閥（3432-PV81/PV82）在機組運行期間，出現了閥門卡澀的問題，機組被迫進行停堆小修。為徹底解決閥門卡澀問題，開展了一系列的工作。對閥座的材料進行詳細的性能檢測，得到了材料的成分、硬度、力學性能、摩擦性能等性能數據。按照閥門結構設計加工了模擬試驗臺架，并將實際測量數據與有限元計算結果進行對比，驗證了有限元分析計算的準確性。按照閥門結構設計加工了模擬試驗臺架，并將實際測量數據與有限元計算結果進行對比，驗證了有限元分析計算的準確性。

1 背景及研究思路

1.1 背景介紹

秦山三期CANDU 機組在2009 年12 月第204 大修期間，對應急堆芯冷卻系統高壓安注氣體隔離閥（2-3432-PV81/PV82）進行了解體檢修，更換了閥座、保持環、填料等易損件。檢修后進行閥門開啟試驗，閥門開啟動作合格。2010 年2 月，執行高壓安注氣體隔離閥動作試驗期間，閥門2-3432-PV81/PV82先后出現不能在規定時間內自動開啟的問題。

經過現場檢查及初步分析，可以排除控制邏輯、氣缸驅動及機械傳動等問題，可以確認導致閥門不能正常開啟的原因為摩擦阻力的增大，其中閥座的影響最大。現場檢查時發現新、舊閥座在外觀和尺寸存在偏差，新、舊閥座顏色存在差異，尺寸上也存在一定的偏差。在更換為舊閥座后故障排除，由此初步確定新閥座造成了閥門無法正常開啟。

現場出現問題后，立即與閥門生產廠家（NEWMAN）交流，尋求幫助。但由于該廠不是原設計單位，對閥座的具體要求也不清楚，無法給出正式的原因分析及解決方案。

經了解國外同類電站，也沒有發生過類似事件。

由于高壓安注系統是機組的安全相關系統，一旦出現問題將可能影響機組的安全，如果不能徹底解決該問題，則必須進行停堆檢修。本次的停堆小修，導致機組損失電量約1200 萬千瓦時，經濟損失巨大，而且給機組運行帶來了較高的安全風險。

雖然現場已經通過更換舊閥座暫時解決了問題，但出現卡澀的根本原因還無法確定。因此，有必要對高壓安注氣體隔離閥不能正常開啟的問題進行系統研究，確認卡澀的根本原因，明確閥座的技術要求，以避免同類事件的再次發生。

1.2 閥門簡介

應急堆芯冷卻系統（ECC 系統）是秦山三核重水堆機組的重要安全系統。在發生主回路大破口（LOCA）事件時，要求高壓安注氣體隔離閥3432-PV81/PV82 在10 s 內全開，對堆芯注入冷卻水，對堆芯進行應急冷卻，以保證堆芯的安全。

3432-PV81/PV82 是NEWMAN 公司生產的8″class600 級的核3 級不銹鋼對接焊氣動球閥。其結構如圖1 所示，其他主要性能參數要求如下：①閥門兩側工作壓差為4.2 MPa；②閥門的設計開啟力矩約為1200 N·m；③氣動執行機構為單作用氣缸，失效開閥，失氣時由12 根氣缸彈簧的回彈力驅動打開閥門，氣動執行機構（從關位到開位）輸出初始開啟力矩達2070 N·m，行程末端開啟力矩1071 N·m；④閥座為NEWMAN 公司供貨（外購件），廠家沒有提供具體的材質、尺寸等參數信息。

圖1 高壓安注氣體隔離閥結構

1.3 研究思路

根據現場檢查和分析，導致閥門不能正常開啟的主要原因是閥座的問題，但問題具體出在哪里、如何避免，還需進行仔細的研究。為確認閥座的具體缺陷，主要通過對比研究的方式，對比新、舊閥座的不同，找出閥門卡澀問題的根本原因，并給出解決的方案。對閥座的研究通過以下3 個方面開展：閥座材料研究、閥座幾何結構研究以及模擬試驗研究。

1.3.1 閥座材料研究

（1）新、舊閥座材料的區別。3432-PV81 和PV82 閥門所用閥座材料為聚甲醛材料。聚甲醛材料有多種牌號，若新、舊閥座材料牌號不同，則其內部組織結構和材料性能會有很大區別，進而使得閥門啟動扭矩存在差異。為確認閥座材質，開展了如下的測試工作：紅外分析、灰分分析、材料掃描分析、材料硬度測試。

（2）新、舊閥座材料力學性能的區別。閥座的力學性能直接影響閥座與閥球的接觸變形情況，閥座變形量的不同會導致閥門啟動扭矩的不同。為確認閥座力學性能，開展了如下的測試工作：短時壓縮性能測試、長時壓縮性能測試。

（3）新、舊閥座材料摩擦性能的區別。閥門不能正常開啟的直接原因是閥座與閥球間的摩擦力過大，而閥座材料摩擦性能的不同會造成閥座與閥球間摩擦力的不同，進而使閥門啟動扭矩不同。為確認閥座力學性能，測試了不同受壓時間段新、舊閥座材料的轉動摩擦因數。

1.3.2 閥座結構尺寸研究

（1）新、舊閥座內曲面直徑的區別。閥座內曲面是閥座與閥球接觸的表面，內曲面曲率直接影響閥座與閥球接觸面的位置和接觸面積的大小。若新、舊閥座接觸面位置和接觸面積存在區別，則會對閥座和閥球的摩擦情況產生影響，進而影響閥門的啟動扭矩。

（2）閥座預緊量的區別。新、舊閥座尺寸的不同會導致預緊量不同，進而直接影響閥門預緊力，對閥門啟動扭矩產生影響。為研究閥座尺寸對閥門動作的影響，通過閥門圖紙及實測尺寸，建立了有限元模型，并計算了相關尺寸對閥門動作性能的影響。

1.3.3 模擬試驗研究

通過上述測試及計算得出了數據的理論值，但與實際情況可能存在一定的偏差。為驗證有限元的計算結果，按閥門實際情況設計并加工了一個閥座模擬試驗臺，通過實測的方式驗證了計算結果，確保相關數據的準確性。

2 閥座材料研究

2.1 材料成分及構成測試分析

一般而言，聚甲醛材料分為共聚物和均聚物兩類，每類還有不同的牌號，性能有一定的差別。此外，聚甲醛材料中是否有添加劑，以及材料分子量和分子量分布的不同均會對材料性能產生影響[1-2]。為確認新、舊閥座材料，開展了以下3 方面工作，明確閥座材料狀況：

（1）通過紅外分析和灰分分析方法，確定閥座材料為均聚物還是共聚物、是否添加了添加劑。紅外檢測結果顯示，新、舊閥座圖譜幾乎完全一樣，都是均聚物聚甲醛（POM）材料；通過灰份檢測，表明兩種閥座材料中都沒有添加無機填料成分。

（2）通過材料掃描分析方法，確定材料分子量情況及新、舊閥座材料區別。分析測試發現，新/舊閥座的分子量基本相同，內部組織結構略好于新閥座，差別不大。

（3）對閥座進行破壞性取樣試驗，測定新、舊閥座材料硬度是否存在差別。硬度測試發現舊閥座的材料硬度略大于新閥座，相差3%左右，沒有明顯區別。

通過上述測試，確認新舊閥座材料構成一致，都是聚甲醛材料，沒有特殊添加劑。

2.2 材料力學性能測試分析

影響閥座與閥門接觸狀態的材料力學性能參數中，壓縮性能對閥座變形影響較大。鑒于PV81/PV82 閥門的開啟操作受時間變化影響較大，分析中還應考慮時間相關性對材料性能的影響。

因此，進行了下述兩方面的研究工作，分析新、舊閥座材料力學性能是否存在差異：

（1）測定新、舊閥座材料的短時壓縮性能及壓縮應力—應變曲線，對比分析短時壓縮性能的區別。經測試，在相同受載條件下，兩種材料的應力應變曲線基本一致。具體測量數據曲線如圖2、圖3 所示。

圖2 新閥座材料短時壓縮應力—應變曲線

圖3 舊閥座材料短時壓縮應力—應變曲線

（2）進行不同載荷下新、舊閥座材料長時壓縮性能測試試驗，對比新、舊閥座材料的長時壓縮變形情況，確定材料形變與時間相關性規律。經測試確認，新、舊閥座變形與時間相關性特性相似；材料受壓后，變形量隨時間的增加而明顯增大，當壓縮時間達到170 h 后，材料變形量不再有明顯變化，材料壓縮變形達到穩定狀態（為了便于和其他時間狀態相區別，定義該時間狀態為穩態階段）。具體測量數據曲線如圖4、圖5 所示。

圖4 新閥座材料長時壓縮應力—應變曲線

圖5 舊閥座材料長時壓縮應力—應變曲線

2.3 材料摩擦性能測試分析

影響閥座與閥門的動作情況的參數中，材料表面性能中的材料摩擦性能影響較大。鑒于PV 81 /PV 82 閥門的開啟操作受時間變化影響較大，分析中還應考慮時間相關性對材料性能的影響。

對將新、舊閥座制作成標準試塊，測定不同受壓時間段新、舊閥座材料的轉動摩擦因數，并分析其變化規律，確定閥座材料轉動摩擦因數時間相關性規律。

測試表明，相同表面質量、載荷相同的條件下，新、舊閥座材料摩擦因數值基本相同；閥座材料摩擦因數隨受載時間延長而增大，初始時摩擦因數為0.0962，當達到相對穩定值（約0.11）后，摩擦因數無明顯變化。摩擦因數與潤滑關系明顯，潤滑后短時內摩擦因數較小，隨時間延長摩擦因數逐漸增大，最后趨于穩定，約為無潤滑狀態的1/2。

3 結構尺寸研究

閥門不能正常開啟的直接原因是閥座與閥球間的摩擦力過大。摩擦力除了受材料表面性能影響外，還與閥座幾何形狀、閥座受力變形、閥座與閥球間的接觸情況等因素有關。通過對現場閥門及閥座尺寸的實際測量，參照閥門圖紙，利用有限元模擬分析技術，建立不同閥座材料、不同閥座尺寸的分析模型，明確閥座材料和幾何結構差異對閥座啟閉性能的影響。

3.1 建立數學模型

根據閥門結構、尺寸和工作條件下所受的載荷，對閥門進行受力分析，由于閥門的結構完全對稱，球體在垂直方向的載荷大小相同、方向相反，可以簡化受力模型，只考慮水平方向的載荷，建立力學模型（圖6）。圖6 中數字及字母的含義見表1。

表1 數字及字母表示的含義

圖6 PV81/PV82 數學模型

（1）左、右閥座一般采用同一制造廠、同一批加工的備件，其尺寸基本相同，δ1＝δ2。

（2）閥門安裝后，法蘭與閥體為無間隙配合，所以δ1、δ2即為安裝后左、右閥座的實際軸向壓縮量。

（3）同一閥座，d3的值會隨著壓力N1-3（等于N3-1）的增大而增大，其增大值與閥座的內曲面半徑和剛度有關。

3.2 確認計算參數

（1）工作壓力。取實際工作壓力4.2 MPa 為計算壓力。

（2）閥座與閥球幾何參數。參照新、舊閥座及閥球進行實際測量，各尺寸如圖7 所示，測量數據見表2。

表2 閥座幾何尺寸匯總 mm

圖7 閥座幾何尺寸定義

（3）材料力學性能參數。閥座受壓變形情況與閥座材料力學性能以及受壓時間相關，在有限元模擬計算過程中需要定義閥座的材料力學性能參數。①閥座受壓起始時刻選用閥座材料短時壓縮性能參數作為計算參數。新閥座材料采用測試得到的圖2 應力—應變曲線，舊閥座材料采用測試得到的圖3 應力—應變曲線；②閥座受壓變形到達穩態階段的性能參數，由長時壓縮試驗結果擬合獲得。閥座材料長時壓縮試驗中分別獲得了新、舊閥座材料在30 MPa、35 MPa 和58 MPa 應力下的應變曲線，將接近穩態時刻的應變值與對應應力值進行應力—應變曲線擬合，獲得應力—應變曲線即可認為是閥座材料穩態階段壓縮性能參數（圖4、圖5）。

（4）轉動摩擦因數。有限元模擬計算中，新、舊閥座受壓變形穩態階段取用的轉動摩擦因數f=0.11，新、舊閥座受壓開始狀態取用的轉動摩擦因數f=0.0962。

（5）預緊壓縮量與預緊力關系。壓縮預緊量由閥座幾何尺寸決定，壓縮量越大，產生的預緊力越大，摩擦力越大，閥門所需的啟動力矩越大。預緊壓縮量與預緊力分析有限元模型如圖8 所示。

圖8 預緊壓縮量—預緊力關系分析有限元模型

利用有限元計算軟件ABAQUS，對閥座預緊壓縮量—預緊力關系進行計算，數據見表3。

表3 預緊壓縮量—預緊力計算數據對比

由計算結果可見：在同樣預緊壓縮量條件下，閥座內表面曲面直徑不同（計算分析中新、舊閥座的主要不同點是閥座內表面曲面直徑不同）產生的預緊力差別顯著。新舊閥座的預緊力都隨著預緊壓縮量的增加而增加，但兩者的增加速率不一致，新閥座增加的速度明顯高于舊閥座。壓縮量在0.4 mm 時，新閥座的預緊力小于舊閥座；壓縮量在0.6 mm 時，新閥座的預緊力大于舊閥座；分界點大約在0.5 mm 左右。實際工作中，閥座的實際壓縮量在1.4～1.8 mm 之間，在此區間內新閥座產生的預緊力大，閥門所需的啟動力矩也大。表3 中方框內數據為新、舊閥座實際對應的預緊力。

3.3 有限元計算

根據各項參數及預緊力計算結果，對不同閥座預緊壓縮量下的閥門穩態啟動扭矩進行了計算分析，具體數據見表4。表4中方框內數據為新、舊閥座實際對應的扭矩。

表4 不同位移條件下閥座預緊位移—穩態啟動扭矩（有潤滑）

在相同的壓縮量條件下，新閥座所需的啟動力矩遠大于舊閥座，相差接近一倍。產生上述差異的主要原因是閥座內表面曲面直徑不同：閥座內表面曲率不同，將直接影響閥座與閥球的接觸點（線）的位置，新閥座力臂明顯小于舊閥座，從而增加了新閥座的軸向剛度；新、舊閥座（曲面直徑245 mm）受壓起始時刻接觸面如圖9 所示，閥座受力簡圖與變形趨勢如圖10 所示；剛度增加后變形困難，所以產生的預緊力增大；在相同的工作預緊量的情況下（1.4～1.8 mm），新閥座產生的預緊力遠大于舊閥座；預緊力越大，驅動閥球所需的力矩就更大。

圖9 新、舊閥座受壓起始時刻接觸面

圖10 閥座受力與變形趨勢

4 閥座模擬試驗

根據實際需求，制作試驗臺架（簡化的模擬試驗裝置）對上述分析過程的合理性進行驗證，并驗證有限元綜合分析結果。同時通過舊閥座長時間模擬試驗，獲取閥球轉動扭矩等數據，為今后新更換閥座綜合性能評價提供參考依據（圖11）。

圖11 閥座模擬試驗裝置

4.1 無潤滑條件下閥門啟動扭矩分析

通過實驗臺架，對預緊壓縮量與預緊力的關系進行了實際測量，并將實際測量結果與有限元計算的數據進行了對比，兩者基本一致。新、舊閥座預緊壓縮量—預緊力有限元計算值與修正試驗值對比如圖12、圖13 所示。不同閥座安裝預緊量下，閥門穩態啟動扭矩曲線如圖14 所示。

圖12 新閥座預緊壓縮量—預緊力有限元計算值與修正試驗值對比

圖13 舊閥座預緊壓縮量—預緊力有限元計算值與修正試驗值對比

圖14 不同閥座安裝預緊量下，閥門穩態啟動扭矩曲線

4.2 有潤滑條件下閥門啟動扭矩分析

前述分析均為無潤滑劑條件下的模擬計算及試驗，當閥座使用潤滑劑后，閥座與閥球間的摩擦因數會明顯降低，閥門的穩態啟動扭矩也會明顯下降。為此，利用試驗裝置進行了有潤滑劑條件下材料啟動扭矩的測試工作。試驗結果如圖15所示。

圖15 有潤滑劑條件、新閥座9.5 t 載荷啟動扭矩模擬試驗

試驗顯示，9.5 t 加載條件下，使用潤滑劑后新閥座的穩態啟動扭矩約為1467 N·m，明顯低于無潤滑劑條件下穩態啟動扭矩（2730 N·m），可見使用潤滑劑后閥座的穩態扭矩約為無潤滑劑時閥門穩態啟動扭矩的53.74 %。

5 研究結論及應用

5.1 研究結論

通過對閥座的各項檢測，并結合有限元分析結論及模擬實驗結果，可以得出如下的結論：①新、舊閥座材料成分及構成基本相同，均為均聚物聚甲醛（POM）材料，材料沒有添加劑；且材料力學性能無明顯差異。該POM 材料為通用材料，各項性能與文獻中給出的數據基本相同；②預緊壓縮量是影響閥門開啟力矩的核心因素之一，其他條件相同時，壓縮預緊量越大，閥門開啟所需的啟動力矩越大。閥座的壓縮預緊量與閥座尺寸及內表面曲率半徑直接相關，可以通過測量計算得出實際預緊量。經計算，新、舊閥座的壓縮預緊量分別為1.4～1.5 mm（新）、1.7～1.8 mm（舊）；③在相同壓縮預緊量情況下，閥座內曲面半徑對啟動扭矩影響很大；④尺寸偏差是造成閥門無法在規定時間內開啟的核心因素；⑤閥座材料形變特性和轉動摩擦因數均具有時間相關性特性。兩時間相關性參數的疊加作用，使閥門啟動扭矩也具有時間相關性特性。即閥門運行初期所需啟動扭矩較小，隨著運行時間的增加，啟動扭矩增加，當時間增加到一定時間后，閥門所需的啟動扭矩不再增加。

5.2 閥門卡澀的根本原因

通過以上分析，可以確認是閥座尺寸的偏差導致了本次閥門出現卡澀。秦山現場缺陷過程分析：①使用原舊閥座時，實際閥門預緊量約為1.7～1.8 mm，閥門在潤滑良好的情況下開啟力矩很小；隨時間延長，啟動力矩逐漸加大，最終穩定在約1000 N·m；由于氣缸驅動力矩1200 N·m 大于1000 N·m，所以閥門始終能夠正常開啟；②使用新閥座時，實際閥門預緊量約為1.4～1.5 mm，閥門在潤滑良好的情況下開啟力矩約300 N·m，所以閥門剛剛投運后能夠正常開啟；隨時間延長，啟動力矩逐漸加大，最終穩定在約1400 N·m，此時閥門所需啟動力矩已經超出設計的驅動力矩1200 N·m，導致閥門無法正常開啟。

5.3 建立閥座（SPV備件）驗收標準

秦山三核已經根據前面的計算及實測情況編制了專門的閥座驗收技術要求及實施方案，包括：幾何尺寸檢測、材料壓縮性能檢測、模擬實驗、有限元分析等，通過多重確認，保證閥座的性能滿足要求。

（1）閥座尺寸驗收：按照圖16 所示的測量閥座尺寸，并按照公差要求進行驗收。其中尺寸測量中的曲率半徑測量需專用工器具，需外委專業廠家進行3D 測量。

圖16 閥座驗收尺寸

（2）閥座材料物理性能驗收：對閥座材料的物理性能進行測定，包括硬度（邵氏硬度80 ±2）、質量（300 ±5 g）。硬度測量中，需注意不能破壞閥座密封面。

（3）閥座壓縮性能測定：在本批次采購的閥座備件中隨機抽取20%（至少抽取1 個），利用模擬試驗裝置對閥座進行整體模擬壓縮試驗，測定閥座受壓后的軸向變形與預緊力的關系，若測試結果優于原舊閥座模擬試驗參數，（所得數據在圖中曲線的下方；即相同位移情況下，測試所得預緊力小于原舊閥座預緊力），認為閥座綜合性能滿足要求。

（4）有限元分析驗收：在本批次采購的閥座中隨機抽取1 個閥座進行取樣（或由生產單位提供試驗材料）；對取樣材料進行長時壓縮試驗、摩擦因數測定等，測得實際材料性能數據。依據材料性能實測數據及閥座實際結構尺寸，進行閥座開啟性能有限元分析。將計算分析所得閥門啟動扭矩與原舊閥座的驅動扭矩（在4.2 MPa 壓差、無潤滑條件按下，穩態啟動扭矩1440 N·m）進行比較。若計算所得的驅動扭矩小于1440 N·m（允許正偏差10 %），則認為閥座性能滿足要求，驗收通過；否則閥座驗收不合格。

（5）模擬試驗驗收：在本批次采購的閥座中隨機抽取2個閥座，利用模擬試驗臺架，模擬閥座在實際工況下長期加載（至少10 d）；測量實際驅動力矩，并與原舊閥座的實測數據（2710 N·m）進行對比；若實測數據小于2710 N·m（允許正偏差10 %），則認為閥座性能滿足要求，驗收通過；否則閥座驗收不合格。

根據上述的SPV 備件驗收要求，對廠家2012 年提供的6 個新閥座備件進行了驗收，發現閥座備件結構尺寸、有潤滑劑條件下的啟動扭矩測值等關鍵技術指標達不到驗收要求，閥座備件驗收不合格，已經將該批備件退回廠家。

將上述根本原因分析及閥座驗收技術要求提交給廠家，廠家也接受了上述技術要求，并按技術要求重新加工了閥座。新加工的備件在2012 年底進行了驗收，各項參數都滿足要求，可以使用。

在2017 年4 月的109 大修中，檢查發現1 號機組的3432-PV 81 閥座存在磨損，使用驗收合格的新閥座進行了更換。更換后閥門動作順暢，沒有出現動作超時等情況。在2019 年進行解體期間，對閥座進行了進一步檢查，確認閥座沒有異常損傷等情況，可以保證閥門密封性能及動作性能。

6 結束語

通過對閥座材料及尺寸的研究，利用有限元計算和模式實驗的方法，確認了閥座的尺寸是導致秦山三期閥座出現卡澀的根本原因。并根據實驗數據，確認了閥座的技術要求和驗收標準，從技術上徹底解決了閥座備件要求不清楚，質量不可控的問題，避免了類似問題的再次出現。

同時，研究過程中積累的測試數據可以給其他使用同型號閥門的電廠參考，并對后續同類閥門的缺陷分析、備件驗收等工作提供參考。