劉　星，饒建民，王琇峰，唐國運

某核電廠汽輔泵管線異常振動機理研究

劉星1，饒建民1，王琇峰2，唐國運2

（1. 福建福清核電有限公司，福建福清 350300；2. 西安交通大學機械工程學院，陜西 西安 710049）

汽輔泵是核電廠的安全專設(shè)設(shè)施之一，實現(xiàn)在極限工況下利用非能動的方式，應急向二回路的蒸汽發(fā)生器供水。某電廠汽輔泵管線振動是國內(nèi)首次發(fā)現(xiàn)，本文通過分析汽輔泵管線異常振動機理，提出了造成管線振動假設(shè)，并通過數(shù)據(jù)測試分析、有限元仿真及實驗研究驗證了上述假設(shè)，提出相應改進措施后，徹底解決了管線異常振動問題。

汽輔泵；管線振動；汽柱共振

汽輔泵是核電廠的安全專設(shè)設(shè)施之一，主要作用是在出現(xiàn)全場失電的情況下，利用蒸汽以非能動的方式，應急向二回路的蒸汽發(fā)生器供水，以排除堆芯余熱，防止供水不足而導致核電系統(tǒng)的更大損失。某核電廠4號汽動泵輔助給水汽動泵（以下簡稱“汽輔泵”）在401大修及402大修進行維修后試驗期間，入口蒸汽管道出現(xiàn)振動過大現(xiàn)象。針對上述問題，為深入分析并掌握入口蒸汽管道振動產(chǎn)生的根本原因和機理，為該管道系統(tǒng)的改善提供有力支撐，進而避免類似問題再次出現(xiàn)，開展管道異常振動機理分析與研究。

1　管道振動機理假設(shè)

1.1　401大修管線振動現(xiàn)象分析及機理假設(shè)

該電廠4號機組在2018年9月401大修驗收試驗中進行了53次汽輔泵起泵試驗，共出現(xiàn)8次管道異常振動現(xiàn)象。在出現(xiàn)管道振動現(xiàn)象的時刻，現(xiàn)場發(fā)現(xiàn)了兩個異常：

（1）捕捉到轉(zhuǎn)速突跳現(xiàn)象，如圖1所示，轉(zhuǎn)速探頭輸出的轉(zhuǎn)速信號在起泵后0.1 s內(nèi)突增1 000 r/min；

圖1　轉(zhuǎn)速探頭錄播圖

（2）管道異常振動發(fā)生時，現(xiàn)場汽輔泵管道前機械壓力表的讀數(shù)出現(xiàn)快速抖動，如圖2所示。

圖2　故障發(fā)生時蒸汽入口壓力

根據(jù)上述故障現(xiàn)象以及管道振動常見原因，推測401管道振動原因為轉(zhuǎn)速探頭失效產(chǎn)生誤信號，505控制器控制調(diào)閥瞬態(tài)動作，而閥門瞬態(tài)動作對管內(nèi)汽柱產(chǎn)生瞬態(tài)擾動，激起管內(nèi)汽柱共振，進而引發(fā)管道振動?，F(xiàn)場通過更換轉(zhuǎn)速探頭后，故障現(xiàn)象消失。

1.2　402大修管線振動現(xiàn)象分析及機理假設(shè)

該電廠4號機組在2019年9月402大修驗收試驗中進行了35次汽輔泵起泵試驗，只出現(xiàn)1次管道異常振動現(xiàn)象。根據(jù)現(xiàn)場的測量結(jié)果，啟泵瞬間調(diào)閥都存在突跳現(xiàn)象，但相比于3號汽動泵，4號汽動泵調(diào)閥動作突跳行為更加明顯。

其中，4號汽動泵第三次起泵時發(fā)生管道異常振動，啟泵過程調(diào)閥存在突跳，且后續(xù)逐漸失穩(wěn)（見圖3）。

圖3　啟泵瞬間調(diào)閥振動趨勢

基于上述試驗現(xiàn)象及數(shù)據(jù)分析結(jié)果，推測402大修4號泵入口蒸汽管線振動原因為主汽門活塞環(huán)卡澀引發(fā)汽錘，導致控制系統(tǒng)失穩(wěn)，最終引起管道異常振動。引起氣閥阻塞的原因推測為蒸汽高溫作用下，主汽門氣閥的活塞環(huán)膨脹，使得活塞環(huán)與襯套間的摩擦阻力增大。因此總結(jié)兩次大修產(chǎn)生管線振動激勵假設(shè)的邏輯如圖4所示。

圖4　振動機理假設(shè)邏輯圖

1.3　試驗驗證方向

根據(jù)汽輔助泵入口蒸汽管道發(fā)生異常振動的現(xiàn)象從激勵源、傳遞介質(zhì)和反饋控制系統(tǒng)特性三個方面進行驗證。

（1）激勵源：針對轉(zhuǎn)速探頭輸出轉(zhuǎn)速突跳信號的假設(shè)，開展轉(zhuǎn)速探頭信號突跳現(xiàn)象復現(xiàn)及原因分析工作。針對主氣門氣閥阻塞，導致氣閥動作受阻產(chǎn)生汽錘，使得控制系統(tǒng)失穩(wěn)，最終引起管道異常振動假設(shè)，開展主氣門溫度場仿真，并通過熱膨脹后的活塞環(huán)最大靜摩擦力計算和驗證工作。

（2）傳遞介質(zhì)：針對管道內(nèi)汽柱固有頻率與閥桿控制系統(tǒng)頻響耦合以及管道內(nèi)產(chǎn)生汽柱共振的故障機理假設(shè)，開展了蒸汽管線汽柱固有頻率計算及其響應特性分析工作。

（3）反饋控制：針對蒸汽管線汽柱共振引發(fā)閥桿控制系統(tǒng)失穩(wěn)的故障機理假設(shè)，開展閥桿控制系統(tǒng)響應特性分析。

2　激勵源驗證試驗

2.1　轉(zhuǎn)速探頭信號突跳故障缺陷及故障原因分析

401大修故障機理假設(shè)認為故障轉(zhuǎn)速探頭發(fā)出虛假轉(zhuǎn)速突跳信號控制閥桿突然動作是機理管道異常振動的激勵源?，F(xiàn)場轉(zhuǎn)速探頭故障表現(xiàn)為“偶發(fā)性”特征，即轉(zhuǎn)速突跳現(xiàn)象的發(fā)生未發(fā)現(xiàn)明確規(guī)律。為驗證“故障轉(zhuǎn)速探頭發(fā)出虛假轉(zhuǎn)速突跳信號”這一假設(shè)，以下對現(xiàn)場所換下的轉(zhuǎn)速探頭進行了模擬現(xiàn)場設(shè)備運行狀態(tài)的實驗，通過對現(xiàn)場轉(zhuǎn)速探頭原始信號、計算轉(zhuǎn)速和光電探頭的對比分析，確認現(xiàn)場轉(zhuǎn)速探頭故障原因。

2.1.1試驗裝置簡述

為研究轉(zhuǎn)速突跳原因，我方在改造后的轉(zhuǎn)子實驗臺上開展轉(zhuǎn)速探頭性能試驗。實驗主要設(shè)備包括轉(zhuǎn)子試驗臺、現(xiàn)場換下的霍爾效應探頭（下稱現(xiàn)場探頭）、測速元件、質(zhì)量盤、光電轉(zhuǎn)速探頭（下稱光電探頭），整體設(shè)備如圖5所示。

霍爾效應轉(zhuǎn)速探頭的工作過程包含四個過程：

（1）霍爾元件檢測到磁感應強度后產(chǎn)生相應的霍爾電壓；

（2）霍爾電壓經(jīng)過運算放大器放大后傳給施密特觸發(fā)器；

（3）信號經(jīng)過施密特轉(zhuǎn)換后傳給輸出級輸出；

（4）輸出信號為脈沖信號，外部對脈沖信號進行轉(zhuǎn)換計算后可以獲得實時轉(zhuǎn)速。

圖5　轉(zhuǎn)速探頭性能試驗臺

本實驗裝置為了與現(xiàn)場探頭所采集到的數(shù)據(jù)計算結(jié)果進行對比，還安裝了光電轉(zhuǎn)速探頭。通過采集轉(zhuǎn)子試驗臺上光標帶所反射的光線以采集計算轉(zhuǎn)子試驗臺轉(zhuǎn)軸轉(zhuǎn)速，并與現(xiàn)場探頭計算結(jié)果進行對比。

2.1.2試驗內(nèi)容及結(jié)果

根據(jù)現(xiàn)場運行條件，探頭所處的中央水室，溫度可達60～70 ℃，超過了轉(zhuǎn)速探頭工作溫度范圍。為明確現(xiàn)場探頭在高溫下是否工作正常，開展探頭的溫升實驗[1]。

過程中對轉(zhuǎn)速探頭從室溫加熱至熱態(tài)而后自然冷卻至室溫過程中的輸出數(shù)據(jù)使用熱成像儀記錄表面溫度，計算得到的轉(zhuǎn)速與同時刻的溫度如圖6所示。從圖6可以發(fā)現(xiàn)，在273.7 s和456.7 s兩個時刻觀察探頭的計算轉(zhuǎn)速發(fā)生了突跳。

圖6　轉(zhuǎn)速波動與溫度關(guān)聯(lián)圖

從上圖中可以看出，在轉(zhuǎn)速發(fā)生突跳的時刻，轉(zhuǎn)速并非在某一時刻只發(fā)生了一次突跳，而是在短時間內(nèi)（約1 s內(nèi)）發(fā)生多次突跳，并在此后重新恢復正常，其計算轉(zhuǎn)速突跳量最大可達1 800 rad/min。注意到發(fā)生轉(zhuǎn)速突跳時轉(zhuǎn)速探頭的溫度分別為48.1 ℃和41.4 ℃。當溫度低于40 ℃以及高于50 ℃時，未發(fā)現(xiàn)轉(zhuǎn)速突跳現(xiàn)象。因此推斷當現(xiàn)場探頭溫度跨越40～50 ℃此區(qū)間時，將發(fā)生轉(zhuǎn)速突跳現(xiàn)象。

常見材料制成霍爾元件和傳統(tǒng)的施密特觸發(fā)器輸出電壓是隨著溫度連續(xù)變化的，不會突變現(xiàn)象。根據(jù)霍爾效應傳感器原理，可以推測若現(xiàn)場探頭無故障且受溫度影響而導致其輸出信號出現(xiàn)占空比變化，那占空比的變化應是緩變而非在“長、短低電平持續(xù)時間”之間瞬態(tài)反復切換。

因此，推測現(xiàn)場探頭發(fā)生故障的原因有如下可能：

（1）現(xiàn)場探頭內(nèi)部霍爾元件損壞導致其輸出電壓在不同溫度下發(fā)生改變；

（2）現(xiàn)場探頭內(nèi)部施密特觸發(fā)器發(fā)生故障導致現(xiàn)場探頭的工作點和釋放點之間的距離發(fā)生改變；

（3）現(xiàn)場探頭內(nèi)部霍爾元件和施密特觸發(fā)器同時發(fā)生了故障。

該試驗復現(xiàn)了401大修轉(zhuǎn)速探頭突跳的故障現(xiàn)象，說明該轉(zhuǎn)速探頭在跨越40～50 ℃這個溫度區(qū)間時確實存在性能不穩(wěn)定的情況。根據(jù)該轉(zhuǎn)速傳感器的測速原理，推測可能是探頭內(nèi)部霍爾元件和施密特觸發(fā)器發(fā)生了故障。

2.2　活塞環(huán)卡澀仿真實驗

針對402大修4號汽動泵汽輔泵管道異常振動問題，提出主氣閥氣閥阻塞，導致氣閥動作受阻產(chǎn)生汽錘，導致控制系統(tǒng)失穩(wěn)，最終引起管道異常振動的假設(shè)。而引起氣閥阻塞的原因推測是蒸汽高溫作用下，主汽門氣閥的活塞環(huán)膨脹，使得活塞環(huán)與襯套間的摩擦阻力增大，進而導致汽錘力增大。

2.2.1建立模型

為了驗證主進汽閥活塞環(huán)是否有卡澀，對主進氣閥閥芯和活塞環(huán)建立了三維模型如圖7所示。

圖7　主進氣閥及活塞三維圖

2.2.2仿真結(jié)果

在高溫蒸汽作用下，主汽門主要零部件的溫度大致分布在271.9～281 ℃范圍內(nèi)，且大部分區(qū)域與蒸汽溫度相近。從活塞環(huán)變形情況可以看出，活塞環(huán)在受熱膨脹后，活塞環(huán)間隙位置變形最大。理論上，活塞環(huán)受熱膨脹主要表現(xiàn)為周向以及徑向，其中徑向膨脹會導致其與襯套間產(chǎn)生應力，進而阻塞活塞運動。周向膨脹主要表現(xiàn)為活塞環(huán)周向間隙減小。

為了進行對比，使用類似進口設(shè)備的活塞環(huán)結(jié)構(gòu)進行仿真對比，發(fā)現(xiàn)現(xiàn)結(jié)構(gòu)的活塞環(huán)受熱膨脹后，閥門開啟需要克服的摩擦力較大，進口設(shè)備的活塞環(huán)摩擦力明顯較低，如表1所示。

表1　活塞環(huán)摩擦力對比

由表1可知，進口結(jié)構(gòu)活塞環(huán)打開所需要的克服的摩擦力相比于原結(jié)構(gòu)減小約47%。

2.2.3403大修檢查結(jié)果

經(jīng)403大修解體檢查，發(fā)現(xiàn)使用4號汽動泵主汽門活塞襯套存在明顯的磨痕，而4ASG003PO活塞襯套內(nèi)壁較為光滑，如圖8所示。

圖8　4號汽動泵主汽門活塞襯套磨損

4號汽動泵主汽門活塞環(huán)與襯套接觸區(qū)域磨痕較為明顯，同時測量發(fā)現(xiàn)該泵活塞環(huán)安裝間隙為0.7 mm、0.1 mm、2.45 mm、2.45 mm（由外至內(nèi)的順序），其中第二個活塞環(huán)安裝間隙0.1 mm遠小于許用技術(shù)要求下限（0.51 mm），推測存在由于活塞環(huán)安裝間隙太小，導致活塞環(huán)受熱膨脹，運動受阻。

2.3　小結(jié)

針對401大修管道振動激勵源的來源問題，通過在轉(zhuǎn)子實驗臺上對現(xiàn)場探頭進行相關(guān)實驗，表明401大修更換下的轉(zhuǎn)速探頭在其表面溫度跨越40～50 ℃時，利用上升沿方式計算的轉(zhuǎn)速將會出現(xiàn)轉(zhuǎn)速突跳現(xiàn)象。

針對402大修關(guān)于活塞卡澀引發(fā)汽錘導致控制系統(tǒng)失穩(wěn)，最終引起管道振動假設(shè)，通過現(xiàn)結(jié)構(gòu)活塞環(huán)受熱影響較大，開啟所需要克服的摩擦力較大，通過403大修解體檢修發(fā)現(xiàn)4號汽動泵主汽門活塞襯套存在明顯磨痕，而從未發(fā)生過管道振動的4ASG003PO主汽門襯套內(nèi)壁較為光滑，進一步驗證了上述推測，也證明現(xiàn)結(jié)構(gòu)活塞環(huán)容易造成活塞的卡澀。

3　管道汽柱固有頻率仿真實驗（傳遞介質(zhì)）

根據(jù)前述推理，懷疑管道振動原因為調(diào)閥動作激起管道汽柱共振。為驗證蒸汽管線汽柱固有頻率與故障頻率之間的關(guān)系，開展蒸汽管道汽柱固有頻率的仿真計算及相關(guān)試驗工作。

3.1　汽柱共振原理

管道中的氣體一般被稱作汽柱。壓力脈動在管內(nèi)傳播主要受汽柱共振的影響較大。關(guān)于汽柱共振的概念，在盛水容器中插入兩端未封閉的粗玻璃管，在管道口上方放一個正在發(fā)聲的音叉，玻璃管會持續(xù)的反射音叉的聲音。把玻璃管慢慢從水里提起，即慢慢增長玻璃管中空氣柱的長度。當空氣柱的長度增到一定值時，會聽到玻璃管內(nèi)反射出相當強的聲音，如果繼續(xù)從水中提起玻璃管，聲音將逐漸減弱。這種特定長度的汽柱在一定頻率的聲音擾動下，發(fā)出較強的聲音的現(xiàn)象，就叫汽柱共振。

圖9　簡單直管道示意圖

對于無阻尼等徑直管道（見圖9），管內(nèi)上游點1和距上游點的距離為處的下游點2之間脈動壓力和脈動速度的關(guān)系式如下：

1，2為1、2處的流體壓力，1、2為1、2點處的流體流速，為壓力脈動頻率，為流體的聲速，為1、2兩點間的距離。

寫成矩陣形式如下：

管道兩端連接的設(shè)備不同，則兩端的邊界條件也不盡相同。研究表明，只要容器的容積大于管道體積的十倍時，與管道連接的這一端就可以視為開端；與較小設(shè)備相連的一端可以看作是閉端，例如壓縮機管路中活塞一端，當然閥門閥腔較小的一端也可視為閉端。

（1）一端為閉端，另一端為開端的管道

閉端有1=1，1=0，開端有2=0，2=1，將這些條件代入式（1）和式（2），即可以得到：

滿足公式（4）的即為和由諧振動的頻率，已知聲速和管道長度，即可通過式（4）計算出等徑直管一端為閉端，另一端為開端的汽柱固有頻率。解方程（4）可以得到如下結(jié)論。

……

（2）兩端均為閉端的管道

在工程上，若管道兩端分別連接兩個較小容積的容器時，可以看作是兩端均為閉端的案例。閉端的條件為=1，=0，代入式（1）和式（2）得

由式（6）得

（3）兩端均為開端的管道

如果管道一端為儲氣罐，另一端為緩沖罐，且兩者的容積都足夠大，則可以將這種管道視為兩端均為開端的管道，開端的條件為=0，=1，代入式（1）和式（2）得

由式（8）得

由等徑直管道汽柱固有頻率計算公式可知，聲速以及管道長度對汽柱固有頻率影響較大。

3.2　汽輔泵入口蒸汽管線固有頻率仿真

為評估4號汽動泵入口蒸汽管線汽柱固有頻率與故障頻率之間的關(guān)系，需計算蒸汽管線汽柱固有頻率。

（1）建立模型

如圖10所示，該電廠4號汽動泵汽動輔助給水泵蒸汽流程為，蒸汽由汽水分離器進入蒸汽管道，在管道的另一側(cè)通過調(diào)節(jié)閥進入汽輪機，在轉(zhuǎn)子上安裝有轉(zhuǎn)速探頭，用于監(jiān)測汽輪機轉(zhuǎn)速，并將轉(zhuǎn)速信號反饋給控制器，控制器給出調(diào)節(jié)閥的開度，進而使得汽輪機的轉(zhuǎn)速穩(wěn)定在一定范圍內(nèi)。

在管路中間，設(shè)置閥門237和閥門238，兩個閥門只有全開和全閉兩種狀態(tài)，對應三種工況即兩個閥門均打開或者一個打開、另一個關(guān)閉。

（2）仿真計算

現(xiàn)場蒸汽管道入口蒸汽壓力大致在6.4～7.3 MPa范圍內(nèi)，溫度為281 ℃，查閱蒸汽特性參數(shù)表可知對應聲速為493.4 m/s。查閱文獻得知，管路連接中，與較大容器（例如儲氣罐）相連的一端可視為開端，與較小容器（例如閥門）相連的一端則可視為閉端。據(jù)此汽輔泵蒸汽管道與汽水分離器相連的一端視為開端，與調(diào)節(jié)閥相連的一端視為閉端。

按照上述方法及參數(shù)設(shè)置邊界條件，最后求解三種工況下入口蒸汽管線汽柱固有頻率，仿真結(jié)果如表2所示。

圖10　4號汽動泵蒸汽流程示意圖

表2　蒸汽管線汽柱固有頻率仿真結(jié)果

從表2中注意到，除“閥237關(guān)、閥238開”工況外，另外兩種工況下，蒸汽管道汽柱固有頻率的第四階汽柱共振固有頻率都接近77 Hz。根據(jù)統(tǒng)計信息，在53次驗收試驗中，管道發(fā)生異常振動的次數(shù)為8次，其中閥237開、閥238關(guān)的狀態(tài)下發(fā)生了5次；閥237開、閥238開的狀態(tài)下發(fā)生了3次；閥237關(guān)、閥238開的狀態(tài)下發(fā)生了0次。也就是說，發(fā)生管道異常振動的工況下，汽柱存在接近77 Hz的模態(tài)（78.8 Hz與79.9 Hz），考慮到所建立模型與現(xiàn)場存在差距，且有限元仿真存在一定的誤差，因此可以認為現(xiàn)場蒸汽管道汽柱存在77 Hz的固有頻率。印證了對401大修管道異常振動機理的假設(shè)。

由上述可知，在管線結(jié)構(gòu)確定的情況下，影響汽柱固有頻率的因素主要為聲速，蒸汽壓力、溫度以及水分含量變化時，其對應的聲速也隨之變化[2]。402大修時故障頻率為69 Hz，推測由于蒸汽物理參數(shù)的變化，使得蒸汽管線汽柱固有頻率發(fā)生變化。

3.3　汽柱瞬態(tài)仿真及驗證

根據(jù)故障機理假設(shè)，在閥門瞬態(tài)動作下管道內(nèi)的汽柱包含有77 Hz的壓力脈動，因此使用MATLAB數(shù)值仿真瞬態(tài)擾動在汽柱內(nèi)的傳播情況，計算其頻率，并通過實驗驗證，進而驗證此假設(shè)。

（1）仿真原理

空氣中的壓力脈動即為聲波，同理，壓力脈動在空氣中的傳播速度即為聲速。根據(jù)聲學傳播知識，當聲波傳播至硬邊界（如聲學中的閉端）時，在硬邊界附近，空氣將被壓縮，入射波的質(zhì)點速度在碰到邊界時如同發(fā)生彈性碰撞，質(zhì)點運動速度將會反向，反射波也使空氣被壓縮，所以在硬邊界上，反射波質(zhì)點速度與入射波質(zhì)點速度相位相反，反射波聲壓與入射波聲壓同相位。

當聲波傳播至軟邊界（如聲學中的開端）時，入射波質(zhì)點的速度指向軟邊界，但入射波質(zhì)點在碰到分界面時好像非彈性碰撞一樣，還會“過沖”，結(jié)果反射波的質(zhì)點速度就使得界面處的媒質(zhì)呈稀疏相，所以在軟邊界上，反射波質(zhì)點速度與入射波質(zhì)點速度的同相位，反射波的聲壓與入射波的聲壓相位相反。假設(shè)壓力擾動較小，因此壓力脈動傳播速度恒定，無論相位如何變化其絕對值大小為恒定。

（2）驗證試驗

MATLAB數(shù)值仿真時，假設(shè)了壓力擾動為瞬態(tài)沖擊信號，且認為壓力擾動在管道邊界上發(fā)生完全反射，將管道的邊界假設(shè)為理想的“硬邊界”或“軟件界”。這些假設(shè)都是對現(xiàn)實情況的簡化或理想化，為驗證數(shù)值仿真結(jié)果的準確性，搭建試驗臺進行瞬態(tài)聲學實驗[3]，以驗證MATLAB數(shù)值仿真結(jié)果。

管道長度為1 000 mm，內(nèi)徑為81.6 mm。管道一端用紙板封閉，并用膠帶纏繞以保證氣密性，作為封閉端；另一端不做處理，僅放置噪聲傳感器采集管道開端的聲壓，作為開放端。敲擊封閉端紙板作為瞬態(tài)激勵，采集管道另一端的聲壓并對采集得到的壓力脈動進行傅里葉變換，得到管道瞬態(tài)響應的頻譜圖[4]。聲壓信號的時域圖和頻譜圖如圖11所示。

圖11　汽柱瞬態(tài)響應圖

由上圖看出，瞬態(tài)響應確實和數(shù)值仿真結(jié)果預測的一樣，可以激發(fā)汽柱各階頻率。而實驗與仿真的不同之處在于，實驗結(jié)果中被激發(fā)的各階頻率的幅值是隨著頻率增大而衰減的。將MATLAB數(shù)值仿真結(jié)果與實驗結(jié)果進行對比，如表3所示。

表3　瞬態(tài)激勵仿真頻率對比

由上表看出，實驗與仿真結(jié)果相近，相對誤差最大為5.49%。因此仿真結(jié)果是可信的。綜合仿真及實驗結(jié)果，瞬態(tài)激勵將激發(fā)管道的各階固有頻率。

3.4　本章小結(jié)

本章首先通過仿真與實驗結(jié)合的方式計算簡單管道的汽柱固有頻率，進而驗證仿真結(jié)果的可靠性；然后仿真計算4號汽動泵汽輔泵蒸汽管線汽柱固有頻率，發(fā)現(xiàn)在發(fā)生管道異常振動的工況下，管道存在與故障頻率接近的汽柱固有頻率。

其次，為驗證故障假設(shè)中所提出的“閥門瞬態(tài)動作激發(fā)了管道各階固有頻率”的假設(shè)，開展了汽柱瞬態(tài)擾動響應的仿真與驗證。通過MATLAB編寫程序進行數(shù)值仿真，仿真壓力突變在管道內(nèi)傳播的過程，并計算其所激發(fā)的壓力脈動的頻率，結(jié)果表明，瞬態(tài)激勵將激發(fā)管道的各階固有頻率。

4　閥桿控制系統(tǒng)頻相試驗（控制反饋）

為驗證“閥桿控制系統(tǒng)相應特性將會放大閥桿振動中故障頻率成分”這一假設(shè)，使用激振器模擬壓力脈動對閥桿的作用力，對閥桿控制系統(tǒng)開展掃頻實驗和變激勵力實驗，并對實驗結(jié)果進行分析，以驗證上述假設(shè)。

4.1　試驗裝置介紹

試驗設(shè)備包括505控制器，用于接收轉(zhuǎn)速探頭發(fā)出的信號計算后得到轉(zhuǎn)速，并通過PID控制發(fā)出閥桿控制信號，調(diào)節(jié)閥桿高度。在實驗準備時，使用信號發(fā)生器向505控制器發(fā)送轉(zhuǎn)速信號以控制閥桿高度；在實驗過程中，使用信號發(fā)生器向505控制器發(fā)送穩(wěn)定轉(zhuǎn)速信號使閥桿位置穩(wěn)定以便實驗的進行。

505控制器發(fā)出的閥桿控制信號首先經(jīng)過電氣轉(zhuǎn)換器，將電信號轉(zhuǎn)換為氣壓信號。電氣轉(zhuǎn)換器的氣壓信號輸入至定位器作為輸入，在定位器內(nèi)實現(xiàn)氣壓信號與閥桿位置的對比，進而輸出反饋氣壓信號進入氣動執(zhí)行機構(gòu)。定位器安裝于氣動執(zhí)行機構(gòu)上游（見圖12）。

圖12　氣動執(zhí)行機構(gòu)簡圖

在氣動執(zhí)行機構(gòu)內(nèi)部，氣壓被轉(zhuǎn)換為機械運動，推動閥桿動作。而閥桿與執(zhí)行機構(gòu)的凸輪相連，當閥桿運動時，凸輪也將發(fā)生轉(zhuǎn)動，從而頂起定位器彈簧，實現(xiàn)閥桿位置信息向定位器反饋的作用。在本次實驗中，使用激振器對閥桿控制箱系統(tǒng)的閥桿進行激勵以模擬作用在閥桿上的壓力脈動。試驗裝置流程如圖13所示。

激振器與閥桿中間串接力錘作為力傳感器采集激振器產(chǎn)生的激振力。在定位器與氣動執(zhí)行機構(gòu)之間的氣路接入動態(tài)壓力脈動傳感器采集定位器向氣動執(zhí)行機構(gòu)輸出的氣壓變化。而在閥桿上利用磁座安裝振動加速度傳感器，采集閥桿的振動加速度信號。

圖13　試驗裝置圖

4.2　變激勵力試驗

控制系統(tǒng)的反饋環(huán)節(jié)參與控制需要足夠大的外界激勵力。因此本實驗開展變激勵力實驗，選定特定頻率作為激振器的激振頻率對閥桿進行激勵，激振器的驅(qū)動電壓由0 V緩慢線性升至20 V。與此同時觀察所采集的各信號RMS值趨勢以及振動信號與反饋氣壓信號的相干系數(shù)變化趨勢。實驗選取與故障頻率接近的兩個頻率70 Hz和80 Hz以及日常運行時閥桿高度13 mm進行試驗。

雖然實驗中將激振器驅(qū)動電壓自0 V線性增大至20 V，但從實驗結(jié)果中可以看出，所采集得到的激振力并非隨著時間線性增大，推測所采集得到的激振力并非完全由激振器提供，還包含閥桿受反饋控制影響后運動而產(chǎn)生的力。且隨著時間的推移，振動與反饋氣壓的相干系數(shù)基本呈現(xiàn)逐漸增大并最終穩(wěn)定在接近1.0的趨勢[5]，如圖14所示。進一步確認了隨著激振力的增大閥桿控制系統(tǒng)的反饋控制逐漸參與控制并影響振動的結(jié)論。

在發(fā)生突跳的工況下，可以看到相干系數(shù)是隨著時間逐漸增大的。推斷在這些工況下，閥桿控制系統(tǒng)更為敏感，在外部激勵力較小時可將振動控制在一定范圍內(nèi)，但隨著外部激勵的逐漸增大，反饋控制最終無法抑制振動并導致系統(tǒng)失穩(wěn)。

4.3　氣動執(zhí)行機構(gòu)固有頻率計算

根據(jù)上節(jié)試驗，變激勵實驗結(jié)果表明，閥桿抬升高度為13 mm，激振力頻率為70 Hz或80 Hz的情況下，若激振力足夠大，系統(tǒng)將發(fā)生失穩(wěn)。證實了反饋控制系統(tǒng)對67～87 Hz頻段更為敏感。

而從掃頻頻響分析中我們可以看到，閥桿控制系統(tǒng)在67～87 Hz頻段內(nèi)并無明顯的固有頻率。考慮到掃頻實驗中，激振器激勵位置為閥桿，實驗中所激發(fā)的各階模態(tài)受機械模態(tài)影響較大。當反饋壓力以一定頻率變化時，反饋壓力傳播路徑中機械模態(tài)的對其傳播的影響可能是次要的，氣體固有頻率對反饋壓力的影響可能更大。閥桿控制系統(tǒng)中，反饋壓力自定位器輸出，輸入至氣動執(zhí)行機構(gòu)氣室，并通過改變氣動執(zhí)行機構(gòu)氣室氣壓推動橡膠薄膜最終推動閥桿動作[6]。

因此，對氣動執(zhí)行機構(gòu)進行拆解，測量氣室尺寸，并進行三維建模。將氣室的進氣口邊界條件設(shè)置為開端，而氣室與薄膜、氣動執(zhí)行機構(gòu)殼體的接觸面設(shè)置為閉端，計算該氣室的氣體固有頻率。

表4　氣動執(zhí)行機構(gòu)內(nèi)部氣室氣體固有頻率

從表4中可以看出，氣動執(zhí)行結(jié)構(gòu)的氣體固有頻率存在76.2 Hz以及69.5 Hz，與401、402大修管道振動頻率相近。由此，可以得出結(jié)論：當閥桿控制系統(tǒng)所受激勵力接近76.2 Hz以及69.5 Hz時且激勵力足夠大時，反饋壓力將參與控制并產(chǎn)生氣體共振，導致反饋控制系統(tǒng)更加敏感。

4.4　本章小結(jié)

變激勵力實驗得出結(jié)論：反饋壓力參與控制的程度隨激振力增大而增大；閥桿抬升高度為13 mm時，閥桿控制系統(tǒng)對67～87 Hz頻段的外部激勵較為敏感；若外部激勵力足夠大，系統(tǒng)更可能失穩(wěn)，放大外部激勵。利用有限元仿真計算氣動執(zhí)行機構(gòu)氣室的氣體固有頻率，發(fā)現(xiàn)其一階氣體固有頻率為76.2 Hz，與所提出的閥桿控制系統(tǒng)敏感區(qū)間（67～87 Hz）以及汽輔泵管道異常振動頻率77 Hz皆較為接近。滿足汽柱共振持續(xù)產(chǎn)生的條件。

5　數(shù)據(jù)對比及總結(jié)

5.1　403大修監(jiān)測振動數(shù)據(jù)對比

為監(jiān)測蒸汽管線振動與其他相關(guān)部件的關(guān)系，分別在402大修和403大修對4ASG003PO/4號汽動泵啟動試驗進行監(jiān)測，同時對管道支撐、泵體、調(diào)閥、氣動頭端蓋、閥門測點進行振動監(jiān)測。403大修時，該核電廠對4號汽動泵進行了活塞環(huán)結(jié)構(gòu)換型、起泵前充分疏水以及延長起泵間隔時間等相關(guān)措施，振動數(shù)據(jù)對比如表5所示。

表5　403大修啟泵振動數(shù)據(jù)對比

*注：401大修只監(jiān)測到一次管線振動數(shù)據(jù)。

401大修，4號汽動泵共起泵53，其中發(fā)生管道振動過大有8次，根據(jù)現(xiàn)場測試發(fā)現(xiàn)管道振動頻率主要為77 Hz及其倍頻，更換泵體轉(zhuǎn)速探頭后得到解決。402大修共起泵35次，其中只有1次發(fā)生管道振動過大現(xiàn)象，管道振動頻率主要為69 Hz及其倍頻。403大修電廠對活塞環(huán)結(jié)構(gòu)進行了優(yōu)化，共起泵2次，且均未發(fā)生管道振動過大現(xiàn)象。

5.2　總結(jié)

針對該核電廠汽輔泵入口蒸汽管線異常振動問題，開展了故障原因分析及治理工作。得出如下結(jié)論：

（1） 401大修4號汽動泵汽輔泵管道異常振動問題的故障機理：汽輔泵轉(zhuǎn)速探頭在溫升過程中存在信號突跳故障，向閥桿控制系統(tǒng)發(fā)送虛假轉(zhuǎn)速突跳信號，為控制轉(zhuǎn)速至目標值，閥桿控制系統(tǒng)控制閥桿執(zhí)行瞬態(tài)動作，閥桿的瞬態(tài)動作激發(fā)入口蒸汽管線內(nèi)部汽柱各階固有頻率的壓力脈動，壓力脈動作用在閥桿，由于閥桿控制系統(tǒng)頻響特性，閥桿振動中與故障頻率接近的成分被放大并與入口蒸汽管線汽柱相互作用，持續(xù)激發(fā)汽柱共振，最終形成強烈的自激振動，并表現(xiàn)為入口蒸汽管線振動過大。轉(zhuǎn)速探頭更換后，該類故障現(xiàn)象消失。

（2） 402大修期間4號汽動泵汽輔泵管道出現(xiàn)的異常振動問題，與401大修管道振動機理不同之處在于激勵源。結(jié)合理論假設(shè)、仿真分析及403大修解體檢查結(jié)果，對402大修管道異常振動機理推理如下：主汽門熱態(tài)膨脹卡澀引發(fā)汽錘，汽錘激發(fā)入口蒸汽管線內(nèi)部汽柱各階固有頻率的壓力脈動，壓力脈動作用在閥桿上，閥桿控制系統(tǒng)與管線汽柱共振耦合，最終導致管線振動異常。403大修期間，通過采取了活塞環(huán)結(jié)構(gòu)換型、延長起泵間隔時間以及起泵前充分疏水等措施，兩次起泵試驗均無管線振動過大問題出現(xiàn)。

綜上所述，通過本文研究，提出了管線異常振動機理，并通過數(shù)據(jù)測試分析、有限元仿真及實驗研究驗證了上述假設(shè)，在此基礎(chǔ)上提出改進措施，成功解決了4號汽動泵蒸汽管線振動異常問題，為同行機組解決類似問題提供了良好的借鑒意義。

［1］ 王鋒，劉美全，范江瑋．霍爾傳感器溫度補償方法研究［J］．電子測量技術(shù)，2014，37（6）：97-99.

［2］ 黨錫淇，陳守五．活塞式壓縮機氣流脈動與管道振動［M］．西安：西安交通大學出版社，1984.

［3］ 王小飛．往復壓縮機管道汽柱固有頻率有限元數(shù)值計算及聲學實驗分析［D］．蘭州交通大學，2013.

［4］ 薛瑋飛，楊曉翔．復雜管系汽柱固有頻率的有限元法計算［J］．化工機械，2003（3）：152-155.

［5］ 屠珊，孫弼，毛靖儒．氣流誘發(fā)調(diào)節(jié)閥桿振動的研究［J］．動力工程，2004（5）：729-731.

［6］ 王劍中，陳二鋒，余武江，等．氣動閥門自激振動機理及動態(tài)穩(wěn)定性［J］．航空動力學報，2014，29（6）：1490-1497.

Study on the Abnormal Vibration Mechanism of the Pipeline of the Auxiliary Feedwater Turbine Driven Pump in a Nuclear Power Plant

LIU Xing1，RAO Jianmin1，WANG Xiufeng2，TANG Guoyun2

（1. Fujian Fuqing Nuclear Power Co.，Ltd.，F(xiàn)uqing of，F(xiàn)ujian Prov. 350300，China；2. School of Mechanical Engineering，Xi’an Jiaotong University，Xi’an of Shaanxi Prov. 710049，China）

The auxiliary feedwater turbine driven pump is one of the engineered safety features of nuclear power plant，which can supply water to the steam generator of the secondary circuit in a passive way under extreme conditions. The vibration of the pipeline of the auxiliary feedwater turbine driven pump in a nuclear power plant was found first time in China. Based on the analysis of the abnormal vibration mechanism of the steam auxiliary pump pipeline，a hypothesis of causing pipeline vibration was put forward. The hypothesis was verified by data test and analysis，the finite element simulation and experimental study. After the corresponding improvement measures were put forward，the problem of abnormal pipeline vibration was completely solved.

Auxiliary feedwater turbine driven pump；Pipeline vibration；Vapor column resonance

TL48

A

0258-0918（2022）01-0070-12

2020-12-15

劉星（1984—），男，江蘇邗江人，高級工程師，學士，現(xiàn)主要從事核電廠水泵技術(shù)管理方面研究