魏邦華

(福建福清核電有限公司，福建 福清 350318)

核電機組中二次濾網設備的功能是過濾循環(huán)水中的雜質，保證符合要求的循環(huán)水進入凝汽器傳熱管水側，冷卻汽輪機的排汽或二次濾網故障將影響機組的冷源安全，導致機組降功率或停機。

1 二次濾網設備結構及工作過程

目前百萬千瓦級核電機組配套的的二次濾網均采用排污斗單懸臂布置設計，具體結構如圖1所示，這種結構的二次濾網采用網片固定、排污斗旋轉的方式設計。二次濾網的工作原理：當濾網壓差高時自動進行反沖洗，此時驅動電機運行，通過傳動軸帶動傘形減速器工作，傘形減速器通過聯(lián)軸器驅動主軸包運行，主軸包帶動排污斗依次間隔轉動，當排污斗轉至某一隔倉定位停止時，此隔倉區(qū)域內的水在壓差的作用下改變方向，從濾網內反向流入排污斗內，沖洗排污區(qū)域濾網網片表面，將雜物沖出濾網，并經排污管、排污閥排出，完成一個隔倉的清洗、排污過程，實現(xiàn)濾網自動清洗排污。

圖1 二次濾網結構原理圖Fig.1 The structure and principle of the secondary filter equipment1—扇形濾網；2—壓差測量系統(tǒng)；3—驅動電機；4—反沖洗排放閥；5—排污斗

2 核電機組配套的二次濾網設備故障統(tǒng)計分析

目前國內核電機組配套的二次濾網設備主要由三個不同的廠家供貨，無論哪個廠家供貨的二次濾網總體結構與圖1類似，排污斗均是單懸臂設計。福清核電1、2號機組及3、4號機組所使用的二次濾網是不同的廠家設計及制造的，但均多次出現(xiàn)故障，調研同行核電廠，寧德核電及方家山核電二次濾網均發(fā)生過相似的故障，故障情況統(tǒng)計見表1。

表1 二次濾網故障統(tǒng)計表Table 1 Fault statistical of the secondary filter equipment

從二次濾網故障統(tǒng)計表可以看出目前百萬千瓦核電機組配套的的二次濾網確實故障頻發(fā)，且無論是哪個廠家供貨的二次濾網，排污斗均采用單懸臂結構設計，均存在類似的故障缺陷，這一問題已嚴重影響多個核電機組的安全可靠運行，迫切需要進行根本原因分析，并采取針對性的設計改進措施，以達到降低故障率，提高運行可靠性的目的。

3 二次濾網故障根本原因分析

各個核電廠各臺機組二次濾網故障均有磨損嚴重、螺栓斷裂等現(xiàn)象，分析原二次濾網的結構圖可知，排污斗均是單懸臂設計，在濾網的壓差作用下，排污斗將會受到一個作用力，該力的大小與濾網壓差的大小及排污斗的面積有關，該作用力會將排污斗緊壓在濾網筒體的支承圈上，使耐磨板與支撐圈間產生磨擦，當耐磨板磨損嚴重時，耐磨板與支撐圈間出現(xiàn)間隙后，支撐圈將不再受力，此時該作用力通過排污斗力臂施加于主軸包上并形成一個外力矩，使主軸向排污斗側發(fā)生位移，從而使得主軸緊壓在排污斗側的密封圈上，加劇了主軸包密封圈的磨損。福清核電3、4號機組二次濾網結構外形圖[1]如圖2所示。

圖2 福清核電3、4號機組單懸臂結構二次濾網外形圖Fig.2 The single cantilever structure of the secondary filter equipment in Unit 3 &4 of Fuqing NPP

當耐磨板與濾網筒體支撐圈間出現(xiàn)間隙后，支撐圈不再受力，根據(jù)理論力學中物體的受力分析和受力圖章節(jié)[2]，畫出此時軸系的受力簡圖如圖3所示。此時排污斗在濾網壓差的作用下向排污斗側產生位移S1，主軸緊壓在排污斗側的密封圈上，加劇了主軸包密封圈的磨損。同時太陽輪及行星輪將向S2方向產生位移，造成太陽輪側減速機傘齒輪擺動量較大，使得傘齒輪間嚙合不好，因而造成傘齒輪磨損。行星輪在向S2方向移動的過程中擠壓大齒圈(大齒圈固定在減速機殼體上)，對減速機殼體產生一個向S2方向的力，此力與F3大小相等，方向相反，該力使得減速機殼體法蘭螺栓承受剪切力作用。

圖3 單懸臂結構二次濾網主軸軸系受力簡圖Fig.3 The force on the main shaft system of the single cantilever structure of the secondary filter

根據(jù)主軸軸系受力簡圖3，F(xiàn)為在濾網壓差作用于排污斗上的合外力，F(xiàn)1為主軸推力軸承所承受的軸向力，F(xiàn)2為主軸密封圈處徑向軸承的支撐力，F(xiàn)3為減速機殼體對行星輪輪系的支撐力。L、L2、L3分別為F、F2、F3力對應的力臂，則有下列平衡方程式：

F=F1

(1)

F2=F3

(2)

F×L=F2×L2+F3×L3=F3×(L2+L3)

(3)

查原二次濾網的設計圖紙，得濾網筒體直徑φ2 600 mm，共設計有16個隔倉，L2+L3=1 100 mm，濾網工作壓力P=300 kPa，計算二次濾網排污斗的面積S=3.14×R2÷16=3.14×1.3×1.3÷16=0.33 m2。

排污斗在濾網壓差P作用下所受外力F=P×S。

排污斗在濾網壓差P作用下所受的外力矩根據(jù)積分公式可得

(4)

聯(lián)立式(2)、式(3)、式(4)，并代入L2+L3=1 100 mm、P=300 kPa已知條件，求得F3=13.4×103 N。

由此可見，二次濾網減速機殼體在二次濾網壓差作用下承受了一個垂直于太陽輪軸系較大的外力，在該力的作用下減速機法蘭螺栓承受剪切力。減速機法蘭處共有8個M8的碳鋼螺栓(材質Q235)，查鋼結構手冊碳鋼螺栓的拉伸許用強度為[σ]=100 MPa，剪切許用強度取拉伸許用強度的0.5倍，則剪切許用強度[τ]=50 MPa。查國家標準《螺紋緊固件應力截面積和承載面積》[3]，M8的螺栓截面積為36.6 mm2，動載系數(shù)K取1.1則螺栓剪切強度校核如下：

因此分析減速機法蘭處螺栓斷裂的根本原因是在濾網壓差作用下排污斗單邊受力，導致減速機殼體螺栓受到過大的剪切力而斷裂。螺栓斷裂后減速機在重力作用下落下，導致傳動軸系失效。

二次濾網網片破損問題和單懸臂排污斗結構沒有直接關系，經外送網片斷裂樣品送105所進行破口力學分析，結論是網片破裂為疲勞斷裂[4]，105所經破口力學分析建議：“可通過提高網片厚度有效降低網片孔橋處的應力值，降低網片發(fā)生疲勞開裂的風險?！?/p>

4 設計改進

考慮到濾網壓差作用在排污斗上的不平衡力是導致磨損及螺栓斷裂的根本原因，改進設計中必需平衡排污斗部件因濾網壓差而產生的不平衡力，降低主軸所承受的不平衡外力矩，減少減速機法蘭處因濾網壓差作用而產生外力。因此采用了排污斗對稱布置的雙懸臂結構，改進后的二次濾網結構設計如圖4所示。

圖4 雙懸臂結構二次濾網剖面圖Fig.4 The sectional view of the secondary filter with double cantilever structure 1—濾網筒體；2—網片；3—排污斗；4—排污管；5—耐磨板；6—主軸包；7—減速機；8—傳動軸；9—電機；10—支撐筋板；11—隔倉板；12—密封罩；13—傳動軸密封罩

與福清核電3、4號機組二次濾網原設計圖紙相比，改進后的設計方案主要有如下特點。

1)二次濾網筒體內隔倉由目前的16個，修改為24個；

2)排污斗由目前的1個增加到2個且對稱布置，2個排污斗共用一根排污管道；

3)在二次濾網網片頂部及網片中部的背水側及迎水側均增設支撐筋板；

4)二次濾網的網片厚度由原設計的2 mm增加到3 mm，提高網片的結構強度；

5)在減速機法蘭處的螺栓規(guī)格由原設計M8變更為M10，提高螺栓承載能力；

6)在減速機法處法蘭處增加2個彈簧銷，提高抗剪切能力；

7)在耐磨板上鑲嵌耐磨陶瓷，提高耐磨性能。

通過對軸系受力、網片可靠性、耐磨極可靠性的分析以及濾網火阻的計算，驗證改進后雙懸臂結構二次濾網的性能。

(1)軸系受力分析

因排污斗對稱布置，且兩個排污斗的面積完全一樣，所以濾網壓差產生的外力剛好互相平衡，不會使主軸包產生徑向位移，減速機法蘭處的剪切力將大大降低，理論上可以完全消除，如圖5所示。

圖5 雙懸臂結構二次濾網主軸軸系受力簡圖Fig.5 The force on the main shaft system of the secondary filter with double cantilever structure

采用雙懸臂對稱的排污斗布置，F(xiàn)1=2F，即濾網壓差所產生的力完全作用于推力軸承上，減速機法蘭螺栓不再有剪切力作用，可以避免減速機法蘭螺栓斷裂故障的發(fā)生，另外減速機法蘭處增加了2個彈簧銷，提高了抗剪切能力，螺栓由原來的M8變更為M10，提高了螺栓的承載能力，因此大大提高了減速機的可靠性。

因對稱布置的排污斗，主軸不會產生徑向位移，所以太陽輪軸及減速機傘齒輪不會產生較大擺動，兩個傘齒輪可實現(xiàn)正常嚙合，減速機傘齒輪的磨損問題可得到較大的改善。因主軸不會產生徑向位移，主軸處于中心位置，將不再緊壓在排污斗側的密封圈上，大大改善了主軸包密封圈的磨損，提高了主軸包的使用壽命。

(2)網片可靠性分析

將隔倉由原來的16個增加到24個后，網片的弧長縮到原來的67%，網片的剛度及支撐強度將得到一定水平的提高，原設計的網片在迎水面未設計支撐板，在反沖洗階段及正常運行階段網片承受正向及反向的交變應力作用，導致網片疲勞斷裂。改進后的二次濾網不僅在背水面安裝網片支撐加強筋，在迎水面也設計有支撐加強筋，提高網片抗疲勞斷裂的能力。將網片厚度由2 mm增加到3 mm，網片的承載能力有所提高，因此改進后，網片可靠性將得到較大的提升。

(3)耐磨板可靠性分析

因排污斗對稱布置，壓差作用在排污斗表面的力相互平衡，主軸不會產生徑向位移，理論上耐磨板與網架間可保持一定的設計間隙，耐磨板磨損風險大大降低，提高了耐磨板的可靠性?？紤]運行期間排污斗可能存在一定的變形，導致耐磨板與網架間產生磨擦，在耐磨板表面鑲嵌耐磨陶瓷，提高耐磨性能，延長了耐磨板的壽命，提高了耐磨板的使用可靠性。

(4)濾網水阻計算

改進后的濾網隔倉由原來的16個增加到24個，排污斗由原設計的1個變更為2個，總的通流面積發(fā)生了變化，需校核濾網水阻是否在可接受的范圍內。

原設計的二次濾網通流面積記為S1，改進后的二次濾網通流面積記為S2，則有下式成立：

S1=3.14×R2÷16×15

(5)

S2=3.14×R2÷24×22

(6)

將式(6)除以式(5)則得S2=0.97S1。

查福清核電3、4號機組二次濾網原設計圖紙[1]，濾網水阻設計值ΔP=3 kPa，濾網前的壓力為P、流速為V、濾網后流速為V1、濾網后壓力為P1；改進后的濾網設計水阻記為ΔP1、濾網后流速為V2、濾網后壓力為P2、循環(huán)水流量記為Q、循環(huán)水管的通流面積記為S，則由流體力學可得：

V2/2+P=V12/2+P1

(7)

V2/2+P=V22/2+P2

(8)

ΔP1=P-P2 =V22/2-V2/2

(9)

ΔP=P-P1=V12/2-V2/2=3 kPa

(10)

Q=VS=V1S1=V2S2=0.97V2S1

(11)

由式(11)，可得出V1=VS/S1并代入式(10)得出

(S2/S12-1)V2/2=3 kPa

(12)

由式(11)，可得出V2=VS/S2并代入式(9)得出

(S2/S22-1)V2/2=ΔP1

(13)

將S2=0.97S1代入式(13)得出

[s2/(0.97S1)2-1]V2/2=ΔP1

(14)

式(12)與式(14)兩邊相除則可得

[S2/(0.97S1)2-1]V2/2=ΔP1

(15)

將S1=(15/16)S代入式(15)，可求出ΔP1=4.5kPa。運行水阻較改進前增加1.5kPa，仍在可接受的范圍內(技術規(guī)格書中要求濾網設計水阻小于4.9kPa)，可以滿足機組滿功率運行對冷卻水量的需求?？紤]運行機組濾網的外部接口尺寸及基礎改變困難，不方便增大二次濾網的直徑，后續(xù)新建機組可作進一步優(yōu)化，將二次濾網的直徑適當增大，以達到降低水阻的目的。

二次濾網排污斗采用雙懸臂對稱布置后，濾網壓差所產生的力完全作用于推力軸承上，減速機法蘭螺栓不再有剪切力作用，可以避免減速機法蘭螺栓斷裂故障的發(fā)生，另處減速機法蘭處增加了2個彈簧銷，提高了抗剪能力；螺栓由原來的M8變更為M10，提高螺栓的承載能力，大大提高了減速機的可靠性；二次濾網隔倉由原來的16個增加到24個后，網片的弧長縮到原來的67%，網片的剛度及支撐強度將相應提高；改進后的二次濾網在迎水面設計有支撐加強筋，提高網片抗疲勞斷裂的能力；將網片厚度由2mm增加到3mm，網片的承載能力有所提高，因此改進后的二次濾網網片發(fā)生破損的風險大大降低。

5 結束語

隨機組功率的增加，循環(huán)水的流量在增大，二次濾網的直徑增大，排污斗的長度及面積增大，作用在主軸上的外力矩增加較多，因此在百萬千瓦級核電機組仍然用這種單懸臂結構的排污斗設計已不能滿足二次濾網設備的安全可靠運行。目前運行的核電廠中已有多臺二次濾網設備出現(xiàn)嚴重故障，給機組的安全運行帶來較大的影響，迫切需要對二次濾網設備進行設計改進，分析目前核電機組配合的單懸臂結構二次濾網經常出現(xiàn)故障的根本原因是濾網壓差作用在排污斗上的不平衡力所導致，而采用排污斗對稱布置的雙懸臂結構的改進設計，可消除減速機法蘭螺栓斷裂故障、降低減速傘齒輪的磨損、降低主軸包密封格萊圈的磨損、降低接污斗耐磨板的磨損、防止濾網網片破損，降低了二次濾網的故障率，大幅提高了二次濾網的運行可靠性。隨著機組容量的增大，這種雙懸臂結構二次濾網將會在工程中得到普遍應用。