核電廠汽輪機調節閥后疏水管道斷裂分析及改進

胡四光, 郭勇強, 王 軍

(1. 中核檢修有限公司, 上海 201702; 2. 核電運行研究(上海)有限公司, 上海 200126)

管道斷裂的類型通常有以下幾種形式:短時間內過量的塑性變形;高溫下蠕變變形導致破壞或失穩;快速脆性斷裂;高應變、低循環疲勞斷裂;累積的塑性變形;彈性失穩和塌陷等。

疏水管道的破壞形式主要取決于其工作條件和所承受的載荷。在非蠕變溫度下疏水管道的破壞與載荷直接相關;在蠕變溫度下疏水管道的破壞則與載荷和時間直接相關[1]。疏水管道受載荷作用出現蠕變,當超過材料屈服極限點時則會斷裂[2]。疏水管道根據自身材料特性、應力特性、外部環境、流體狀態等因素,可能會產生變形、裂紋、失穩等破壞形式。

案例事故發生在某核電廠大修完成后運行投產的第3天,機組運行時間較短,該事故是典型的由高周循環疲勞引發的斷裂事故。筆者分析了該核電廠汽輪機主蒸汽調節閥后疏水管道斷裂的原因,并提出了針對性的改進措施和建議,以期為疏水管道的治理提供參考。

1 疏水管道斷裂事件概述

2022年03月14日,某核電廠高壓缸進汽管(母管)疏水管道上焊縫(對接焊縫)發生蒸汽泄漏,影響汽輪機正常運行。該焊口曾經發生過斷裂事故,在核電廠大修過程中進行了改進,由插接焊改為對接焊。本次事故發生時,該焊口累計運行時間不超過168 h。因制造商設計錯誤,主蒸汽管道上疏水管道規格為Φ48.30×5.08(外徑為48.30 mm、厚度為5.08 mm),與之對接的接管疏水管道規格本應設計為Φ48.30×5.08,卻被設計成Φ60.30×5.54(外徑為60.30 mm、厚度為5.54 mm)。汽輪機高壓缸進汽管的材質為TP304L不銹鋼,流動介質為高溫、高壓的蒸汽,設計壓力為8.5 MPa,設計溫度為316 ℃。

2 疏水管道斷裂失效形式及特點

2.1 斷口形貌

疏水管道斷裂現場圖及斷口的掃描電子顯微鏡(SEM)圖見圖1。從斷口特征看,斷裂部位拼合后可以形成完整結構,焊縫表面的波紋均勻,未出現溝槽、凹坑、氣孔、夾渣和裂紋等缺陷。金相檢查時觀察到:焊縫層道間的熔合良好;焊縫截面內未見缺陷;焊縫與兩側母材之間的熔合線部位未見顯微缺陷。利用SEM觀察斷口的微觀特征,可以看到較為光亮的脊線,在裂紋源附近發現早期的疲勞條帶,斷口表面有典型的疲勞裂紋擴展特征。

圖1 疏水管道斷裂現場圖及斷口SEM圖

2.2 管線設計

疏水管線布置見圖2和圖3,左上和左下位置的疏水管道合并后與右上和右下位置的疏水管道匯成一根母管,右上、右下、左上、左下位置的疏水管道分別對應4號、2號、3號、1號調節閥疏水管道。左上位置管線的彎頭數量比右上位置多。左、右疏水管道的總長度在36.5 m以上,中間沒有任何疏水管、集水器等裝置,水由母管直接排入凝汽器。

圖2 左側疏水管道布置圖

圖3 右側疏水管道布置圖

2.3 疏水管道參數

按照ASME B31.1—2022動力管道設計標準[3],根據疏水管道參數計算得出疏水管道的壁厚滿足要求,疏水管道參數見表1,管道采用無縫鋼管。

表1 疏水管道參數

2.4 振動情況介紹

核電廠大修后進行并網,在機組功率從0升至226 MW過程中,4號調節閥桿的縱向振動加速度最高達300 m/s2,閥門開度為5.2%左右;當功率保持不變,閥桿振動緩降并趨于平穩。當4號調節閥開度由5.26%升至8.3%左右時,閥桿振動加速度激增最高接近300 m/s2后降至40 m/s2以下,并保持相對穩定。疏水管道實測振動線速度的數據見表2(η表示機組功率與額定功率之比,NA表示超過測量量程或者探頭已失效),計算振動線速度的限值為39.8 mm/s。

表2 各疏水管道振動線速度

從表2可以看出,隨著閥門開度不斷增加,管道振動線速度呈先增加后減小的趨勢。

3 疏水管道斷裂原因分析

3.1 主蒸汽調節閥導汽管設計不合理

主蒸汽調節閥導汽管水平布置,疏水管道入口位于調節閥出口1 m以內,蒸汽可以吹掃到疏水管道入口。在低負荷時,閥后主蒸汽的壓力受節流效應的影響明顯,易凝結成水聚集在主蒸汽調節閥導汽管底部(見圖4)。在主蒸汽的影響下,底部凝結水處于不穩定狀態,流進疏水管道的介質可能是蒸汽、液體水或汽水混合物,因此產生汽水交替流動和流速變化現象;當蒸汽撞擊到前一段流速較慢的液體水時,則會產生壓力波。

圖4 主蒸汽調節閥導汽管布置

汽水交替流動產生如圖5所示的壓力波,其中v為傳遞速度,經過Δt時間后,壓力波到達虛線所示位置,該變化距離(vΔt)為波前。

圖5 壓力波與位移的關系

壓力波與時間的關系見圖6,管道內的流體受黏性阻力和管壁性質的影響隨時間逐漸減弱,將其作用力傳遞到疏水管道上。管道流體兩端的壓差越大,其對疏水管道的作用力會越大,從而將壓力能轉化成動能傳遞給疏水管道。距離管口位置越近,壓力越大,能量越高。當產生壓力波的頻率接近疏水管道的固有頻率時,將引起共振,加劇疏水管道的振動。

圖6 壓力波與時間的關系

3.2 閥門設計不合理

設計核電廠主蒸汽調節閥時沒有充分考慮變工況和低負荷特性,調節閥的調節特性差,在單閥控制下調節閥開度為30%左右時,機組已達到滿功率。機組在啟停機階段或功率比較低時,蒸汽的參數不穩定,節流效應明顯,調節閥后的蒸汽流動容易出現湍流、漩渦等問題,誘發主蒸汽管道振動。主蒸汽調節閥導汽管的振動對疏水管道形成激勵,根據監測數據,疏水管道的最大瞬時振動線速度達131 mm/s(數據見表2)。對疏水管道進行建模計算,結果顯示斷裂處的振動應力超過許用應力。

3.3 疏水管道受迫振動

疏水管道布置見圖2和圖3,右上位置的疏水管道長度約為5 m,布置方向接近垂直,與右下位置的疏水管道連接角度約為90°。該管道設計方式使流體的沿程阻力較小,流動速度較快;同時,疏水管道進出口兩端的壓差大,流體的流動勢能較大。疏水管道內的介質產生壓力脈動和流體沖擊勢能,加劇了管道系統的振動效應。而左上位置管道的沿程阻力相對較高,流體的流動速度相對較低,疏水管道內的介質對管道的振動激勵相對較小。

3.4 疏水管道支吊架設計不合理

疏水管道支吊架結構見圖7,該結構設計不盡合理,管道連接區域剛度較高,抗擺動的能力較弱,難以吸收、轉移振動產生的能量。由于湍流、漩渦和汽穴產生的振動無法轉移,使得焊縫處的彎曲應力大幅提高,加快了斷口處的疲勞斷裂。

圖7 管道限位支吊架結構

3.5 疏水管道的應力計算

3.5.1 疏水管道一次、二次應力計算

一次應力是由所加載荷引起的正應力和剪應力,需滿足外部力、內部力和力矩的平衡法則。一次應力是非自限性的應力,隨載荷的增加而增加,如重力、彎曲應力和沖擊載荷力等。二次應力是管道由于變形、受約束產生的正應力和剪應力,不直接與外力相平衡。二次應力是自限性的應力,局部屈服和小幅度塑性變形可以使應力降低。二次應力不取決于應力水平,而是取決于交變的應力范圍和循環次數[1]。

疏水管道所在管道系統的應力計算結果見表3,一次應力和二次應力的許用應力分別為72 MPa和162 MPa。一次應力均未超過管道的許用應力,右下位置疏水管道的一次應力較大,應力為34 MPa。右上位置疏水管道的二次應力最大(為113 MPa),接近許用應力,該位置是此次管道發生斷裂的部位。計算結果表明,管線的一次應力小于材料的許用應力,但是二次應力較大,疏水管道焊接處斷裂失效與管道系統應力存在一定關系。通過改變管道布置方案可以降低疏水管道的二次應力,從而提高管道的抗振能力。

表3 疏水管道應力

3.5.2 振動彎曲應力

根據DL/T 292—2011《火電發電廠汽水管道振動控制導則》標準中管道振動峰值速度的判據[4],允許峰值振動速度為:

(1)

式中:V為允許峰值振動速度,mm/s;C1為管道特征跨距間補償集中質量影響的修正系數,取0.15;C4為端部條件修正系數,取0.7;C3為考慮管道介質和保溫層的修正系數,取1.5;C5為測量頻率與管道梁的第一階固有頻率不同時的修正系數,是非共振強迫振動的修正系數,為管道梁的第一階固有頻率與測量頻率的比值,取1.0;C2為二次應力指數,K2為局部應力指數,C2K2取4.0;Sel為0.8SA,其中SA為ASME標準中106次循環下的交變應力,MPa;a為許用應力減薄系數,碳鋼和低合金鋼管道的Sel/a取53 MPa,不銹鋼管道的Sel/a取91 MPa。以上各修正系數的取值均為保守值,允許峰值振動速度的計算公式適用于大多數管道系統。

不銹鋼管道的允許峰值振動速度必須小于ASME標準中規定的有效振動速度(21.3 mm/s)。疏水管道振動線速度最高達到了131 mm/s的峰值振動水平(見表2),遠大于21.3 mm/s,振動彎曲應力足以造成管道系統的疲勞破壞。

3.6 汽穴產生的激振

設計錯誤導致管道存在變徑(見圖8),疏水管道接口的規格為Φ48.3×5.08,而與之對接的接管疏水管道規格為Φ60.3×5.54。部分凝結水在管道擴徑后發生閃蒸,擴徑部位的流體呈現汽水混合物的特點,該現象是造成管道系統振動和沖蝕效應的重要因素之一。沖蝕效應會造成附近管壁整體性的磨損減薄,閃蒸形成的汽穴現象對焊縫會造成液滴沖擊。

圖8 疏水管道變徑示意圖

汽水交替流動產生的激振力使管道劇烈振動,在高激勵源作用下會使疏水管道的應力超過材料的屈服強度,從而導致管道斷裂。由于疏水管道截面的擴大、縮小或流體流動方向的改變,流體流速的大小和方向均發生變化,流體呈不穩定狀態,從而造成能量損失和流體的壓力波動,產生流動阻力和湍流狀態。此外,當流體流經擴徑管道時,焊縫后的位置可能會形成渦流。當流體繞流時,渦流對管道產生周期性作用力,引起疏水管道橫向振動,振動幅值增大。當渦流造成的強迫振動頻率與疏水管道固有頻率一致或接近時,管道將很快斷裂。

由以上分析結果可知,疏水管道的斷裂方式為疲勞斷裂。疲勞交變應力的直接來源是在調節閥小開度的情況下,主蒸汽湍流引起壓力波動,產生激振。同時,主蒸汽調節閥導汽管、閥門支吊架等設計不合理,使激振對管道的作用力超過了該疏水管道能承受的振動彎曲應力,最終造成事故的發生。

4 改進措施及實施效果

針對疏水管道斷裂問題,采取的處理措施為:

(1) 取消變徑管道的對接焊結構,將焊接短管擴徑,采用規格為Φ60.3×5.54的管道,使其與接管等徑對焊,保證斷口處的焊接質量。

(2) 將左上、左下、右上和右下位置的疏水管道單獨布置,在通向凝汽器的管道之間布置疏水集箱,分段疏水,防止出現蒸汽閃蒸和凝結水回流現象。

(3) 在疏水管道系統增加電動調節閥旁路。該旁路用于機組剛啟動至30%額定功率期間,當機組功率大于30%額定功率后改為疏水管道自動疏水。

(4) 增加疏水管道支撐結構。在疏水管道彎頭前增加彈簧吊架,降低整個管道系統的二次應力,經計算二次應力降至65 MPa以下,滿足設計要求。在特定位置增加阻尼器,有效耗散沖擊振動能量,達到減輕振動的目的。

(5) 在不改變調節閥的情況下,建議采用順序閥方式進行控制,減少由于閥門節流效應產生的振動激勵。

經過以上改造,在啟動和升負荷過程中,原疏水管道振動峰值速度降至30 mm/s以下,各段疏水管道疏水順暢,運行正常。不同負荷階段各疏水管道的振動數據見表4。

表4 滿負荷過程軸瓦振動情況

表4 各疏水管道振動線速度

5 結語

針對核電廠汽輪機主蒸汽調節閥后疏水管道出現斷裂事故,從焊接情況、設計數據、管道應力和振動水平等方面進行分析。產生斷裂的主要原因是在低流量、小開度的情況下,湍流引起的壓力波激勵作用導致疏水管道振動,管道的二次應力過大,接近材料的許用應力,以及存在焊口設計錯誤、疏水管道調節閥設計不合理、汽穴產生激振等多種因素,最終造成管道斷裂。核電廠通過改變焊接接口方式、疏水管道布置方式和支吊架形式等方法,有效降低了管道的應力水平,機組后續運行正常。因此,在設計重要管道時,需要充分考慮管道的振動應力水平和惡劣工況影響,合理設計管線和支撐結構,有效保障機組安全。