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            氣動高壓球閥故障分析及處理

            類別:球閥 | 發布日期:2022年04月25日

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            引言

            某核電廠按照預防性維修規劃,更換高壓安注球閥的兩側閥座,回裝后閥門空載和初次負荷試驗都合格(閥門開啟時間< 10 s),但在大修結束運行階段的定期邏輯試驗中,閥門出現不能打開,嘗試多種干預手段(調整閥體法蘭間隙、出口法蘭加熱、銅棒敲擊等)失效后,按電站規定,機組被迫降功率進人小修,并對故障閥門進行解體檢查。

            1、閥門及系統功能簡介

            根據技術規格書規定,在發生主系統LOCA事件時,高壓安注球閥須在10 s內全開以保證安注系統可用。所以該閥需要通過定期邏輯開關試驗來驗證閥門的功能,如閥門故障不能打開或開啟時間超過10 s,且8 h內不能恢復,則機組必須降功率,并在24 h內進人冷態卸壓模式。故障閥是8寸600 磅級核3級三段式對接焊軟密封氣動球閥。按設計要求,在設計壓差4.2 MPa(進口側)工況下,閥門的開啟力矩不超過 12傭N•mo氣動執行機構為活塞式單作用氣缸,失氣彈簧開,由氣缸彈簧的回彈力驅動打開閥門,氣動執行機構輸出初始開啟力矩為2070 N • m,行程末端開啟力矩1071N • m。維修手冊中明確閥門安裝時,閥座與球體之間必須使用推薦的潤滑脂KRYTOX GP 05。閥體兩側法蘭螺栓的預緊力矩要求為 171 N•m,在此預緊力矩下,可保證閥體兩端法蘭與閥體的安裝間隙為0。

            2、球閥故障分析及處理情況

            閥門解體從系統拆除前,力矩扳手手動測試閥門開啟力矩大于20開N • m,遠超出過設計值。同時測試氣缸彈簧輸出開啟力矩能達2000 N•m以上,其滿足設計要求,這樣就排除了氣動執行機構降級導致輸出力矩不足的可能。隨后系統卸壓解體閥門,閥前后連接不銹鋼管道內部干凈,閥座和閥球表面涂抹了充足的潤滑脂,球體、閥座均完好,僅有輕微的接觸劃痕,沒有明顯腐蝕現象,其余部件也完好。鑒于本次大修中只更換了閥座,初步判斷,新舊閥座的備件差別是導致閥門啟動扭矩增加,無法開啟的主要原因,后復用回裝了舊閥座(無缺陷),測試帶載閥門啟動扭矩不到500 N • m,能快速打開,鎖定新閥座與舊閥座的尺寸差別即為本次閥門故障的最終原因。

            3、新舊軟密封閥座對比差異

            對新舊閥座進行多方面檢測比較,發現新舊閥座的材料、摩擦因數、彈性模量、大部分尺寸等相差不大,主要差異有以下幾點
            (1) 閥座內曲面半徑R存在較大差別,舊閥座R為125 mm, 新閥座R為121 mm,相差4mm
            (2) 在受相同閥球正壓力的情況下,新閥座的軸向變形量明顯小于舊閥座,即新閥座的軸向剛度明顯大于舊閥座。這與內曲面半徑不同有較大關系,因為內曲面半徑的減少,會導致閥座內圈伸出法蘭內徑的懸臂梁部分的厚度增大,閥座的抗彎截面系數相應增大。
            (3) 有潤滑劑條件下,閥門的啟動扭矩明顯小于無潤滑劑狀態,但在有潤滑脂的情況下,啟動扭矩的值有明顯的時間效應,試驗初期的啟動扭矩很小,扭矩隨著靜止時間的增加逐漸增大,最終會出現一個相對穩定的啟動扭矩值,這與實際故障情況相符。

            4、閥門力學模型分析

            根據閥門結構形式,建立受力分析圖(圖D,含義見表1。閥門結構完全對稱在垂直方向受力互相抵消,力學分析模型只考慮水平方向的載荷。左右閥座采用同批次備件尺寸相同。安裝后法蘭與閥體為緊密配合,61,62即為安裝后左右閥座的實際軸向壓縮量。同一閥座,d3的值會隨著壓力N卜3(等于櫞D的增大而增大,其增大值與閥座的內曲面半徑和剛度有關。加載后,如進口閥座與閥球未脫離,庳介的值等于萬/4)2,其值為常數,如進口閥座與閥球脫開,N介的值等于椒丌(4)2,其值隨d3變化.

            高壓安注球閥結構為浮動式球閥,在關閉狀態進口側加壓的情況下,球體是否與左閥座脫開,對閥門的受力分析計算有很大影響,所以判斷球體與左閥座是否脫離非常關鍵。在介質加壓下,球體與左閥座是否脫離,與閥門的預緊間隙52和閥座在球體軸向壓力下的變形曲線有關,閥座在球體壓力下的變形結構簡圖如圖2,相當于一個懸臂梁的端部受壓后的彎曲變形,由于閥座為非金屬材料,閥座與閥球相互作用力的分布面積會隨力的增大而增大,力臂b的有效值則漸小,且閥座也不是完全的線彈性材料,所以閥座的軸向變形率會隨力的增大而變小,并不是單純懸臂梁模型的線性關系。

            4、判斷在介質加載后球體與左閥座是否脫離的公式

            如球體與左閥座完全脫離,介質對球體的作用力N介: 32/4,此力作用在右閥座上,右閥座的產生的變形量為如63 5 2=囫:,表明球體與左閥座未脫開;如=囫: ,則表明球體與左閥座脫開。

            4.2、介質加載后球體與左閥座未脫離情況下的計算分析

            (1)、介質未加載前。閥門在安裝預緊間隙下,設球體受左右閥座的正壓力分別為N2一為1,弘1 0 1 安裝后左閥座的實際軸向壓縮量,為安裝后右閥座的實際軸向壓縮量,因為,左右閥座性能尺寸相同,所以《:《球體兩側的總預緊壓力為N2一汁咗1。 《(櫞D的值可通過該批次的閥座受力變形曲線來確定。 (2)、介質壓力加載后。假設此時球體受左右閥座的正壓力為 六N,介質對閥球的有效作用力為N介',如閥座的變形曲線為線性,則N2一[ ':N2司介'/2,蘇《':汁介'/2。球體兩側的總預緊壓力[ '+N2一在N2一汁咗1,表明如閥座的軸向變形是線性的,介質加載后總預緊壓力不變。實際上閥座的變形是非線性的,此時 '為:一介'/2+A,3:啊+庳介' /2 +ANO實際球體兩側總的預緊壓力1 ' ':汁櫞汁2A如右閥座為剛性體, 2AN為最大值,此時2厶№庳介'。表明油于閥座的軸向變形是非線性的,介質加載后總預緊壓力會比初始安裝預緊力增加2厶N, 2A由閥座非線性變形協調引起,其值在0(線性)和庳介'(剛性)之間,只要確定N的曲線,即可推算出較為正確的A值。其中 ' 介 等于介質對球體的直接作用力庳介加上介質對左閥座的作用力傳遞給球體的分量,計算公式介'介+0•5一)/4: 2/4 •5×P“(2一2)/4。

            4.3、加載后球體與左閥座脫離情況下的計算分析

            此情況下,左閥座對球體的正壓力為0.右閥座對球體的作用力即為介質對球體的作用力N介,介:仃a32/4,此值即為閥座對球體的總預緊力。

            5、新舊閥座的啟動扭矩值計算

            5.1、新舊閥座的相關計算參數

            新舊閥座安裝后的總預緊間隙根據閥座、球體、閥體尺寸(圖3)計算得出。由于舊閥座存在變形殘留,為便于計算比較,參考了設計值,總預緊間隙統一取中間值1.6 mm, 即6 2)取0,8 mmo其余計算參數,介質壓力取系統設計壓力 4,2 MP,法蘭與閥座的接觸內徑d2根據舊閥座的接觸痕跡線測量 取174 mmo

            5.2、計算用(閥座正壓力與軸向變形)的相關數據及曲線圖預緊力(N)和位移

            5.3、判斷安裝新舊閥座時

            系統加載后球體與左閥座是否脫開圖3閥座幾何尺寸根據計算參數和圖表,舊閥座的63為1.2 mm,新閥座的為0•82 mmo由4」的公表2位移一預緊力有限元計算數據位移/ ] 預緊力 NC舊閥座長時壓縮) 預緊力N(新閥座長時壓縮 )式判斷出,在安裝新或舊閥座時,系統加載后閥門的球體均未與左閥座脫開。

            5.4、新、舊閥座受力及啟動扭矩計算

            根據有限元分析結合N-ö曲線數據分別計算舊閥座和新閥座的啟動扭矩結果見表3和表4,從中可以看出,無論新舊閥座,在無潤滑狀態下的操作扭矩均遠大于有潤滑狀態下的操作扭矩值。同時由于新舊閥座內曲面半徑R的變化,直接導致了閥門的操作扭矩發生了明顯的不同,新閥座明顯大于舊閥座。

            6、結論

            • 新閥座由于軸向變形剛度明顯比舊閥座大,導致在相同的預緊間隙下閥門的預緊啟動扭矩和介質加載后的啟動扭矩大幅增加,在閥門剛安裝后啟動扭矩已接近臨界值,造成了閥門無法打開的故障。
            • 閥座的內曲面半徑是閥座軸向剛度的關鍵影響因素,內曲面半徑越小,剛度越大,在相同預緊間隙下的預緊力也越大。
            • 有潤滑劑的條件下,閥門的啟動扭矩存在明顯的時間效應,試驗初期的啟動扭矩很小,隨著靜止時間的增加扭矩逐漸增大,最終會出現一個相對穩定的啟動扭矩值。

            7、后續處理建議

            閥座采購驗收時,首先應嚴格控制內曲面半徑,并確定驗收標準。同一批次數量應多一些,并通過計算和試驗確定該批閥座的N曲線,新閥座的軸向剛度曲線應優于舊閥座。通過建立模擬工況裝置,對采購的閥座按一定比例進行驗證確認,以確保閥門的核安全功能完整和電廠的經濟效益。

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