核電閥門電動(dòng)頭減振方案設(shè)計(jì)與可行性評(píng)估

摘"要：某核電機(jī)組閥門電動(dòng)頭振動(dòng)較高，已出現(xiàn)多次電路板卡電容及電阻脫落問(wèn)題，嚴(yán)重影響設(shè)備可靠性.通過(guò)數(shù)值仿真及振動(dòng)測(cè)試結(jié)果分析，確定振動(dòng)原因是前置泵產(chǎn)生的激勵(lì)載荷經(jīng)管道傳遞至閥門處，閥門固有頻率與前置泵葉頻接近，導(dǎo)致共振.根據(jù)閥門振動(dòng)原因、結(jié)構(gòu)形式及現(xiàn)場(chǎng)空間，提出了減振方案，即在電動(dòng)頭兩端增加動(dòng)力吸振器，抑制閥門振動(dòng)，最后對(duì)該減振方案進(jìn)行了測(cè)量評(píng)估.結(jié)果表明，閥門振動(dòng)降幅超過(guò)80%，為后續(xù)振動(dòng)治理提供了參考.

關(guān)鍵詞：閥門電動(dòng)頭；振動(dòng)原因；減振設(shè)計(jì)；可行性評(píng)估

中圖分類號(hào)：TL353.1

文獻(xiàn)標(biāo)志碼：A

0"引"言

核電站設(shè)備中的閥門雖然只是配件，但其作用卻不容忽視，閥門對(duì)核電站的正常與安全運(yùn)行具有極為重要的作用.核電站內(nèi)閥門的使用量大、面廣，幾乎電站的每一個(gè)系統(tǒng)都離不開(kāi)閥門，以百萬(wàn)千瓦級(jí)機(jī)組規(guī)模的壓水堆型核電站為例，閥門用量約30 000臺(tái).雖然閥門的投資額占核電站總投資額的2%左右，但電站每年花費(fèi)在閥門上的維修費(fèi)用卻占維修總額的1/2以上，因此，閥門也必須引起核電行業(yè)足夠的重視^［1］.

閥門作為影響核電站安全性的重要部件，在核能利用領(lǐng)域中受到高度重視.默靜軼等^［2］研究了核電閥門氣液聯(lián)動(dòng)執(zhí)行機(jī)構(gòu)電磁兼容特性.王彬等^［3］針對(duì)核電廠中除氧器液位控制閥存在的劇烈振動(dòng)問(wèn)題，借助CFD模擬對(duì)流體作用于控制閥內(nèi)件的作用力進(jìn)行了深入分析，最后從控制閥選型的角度探討了優(yōu)化的解決方案.張銘刻^［4］針對(duì)方家山核電機(jī)組凝結(jié)水旁路調(diào)節(jié)閥振動(dòng)過(guò)大的問(wèn)題，通過(guò)運(yùn)用阻塞流原理和計(jì)算現(xiàn)場(chǎng)參數(shù)，分析了引起該閥振動(dòng)的根本原因，并針對(duì)性地提出了后續(xù)改進(jìn)策略.張超^［5］研究了核級(jí)電動(dòng)閘閥彎管液流系統(tǒng)流致振動(dòng)噪聲特性，提出了3種相應(yīng)的減振降噪結(jié)構(gòu)優(yōu)化方案，改善了閘板與閥體導(dǎo)向條磨損情況，實(shí)現(xiàn)了對(duì)液流系統(tǒng)振動(dòng)噪聲的有效抑制.梁聰聰?shù)?sup>［6］分析了福清核電廠止回閥所在管線振動(dòng)原因，并制定了相應(yīng)的專項(xiàng)處理措施，最終徹底消除了管線及閥門振動(dòng)，使系統(tǒng)達(dá)到了安全可靠運(yùn)行狀態(tài).Tabrizi等^［7］采用計(jì)算流體動(dòng)力學(xué)方法研究了球閥內(nèi)的空化現(xiàn)象.張桂英等^［8］研究了核電廠旁路閥的結(jié)構(gòu)及在負(fù)荷時(shí)閥芯與閥體套筒的相對(duì)位置，分析了閥門螺栓斷裂原因，同時(shí)提出相應(yīng)的改造方案.閥門電動(dòng)頭作為閥門的重要組成部分，直接影響閥門的功能實(shí)現(xiàn)及其可靠性^［2］.本研究針對(duì)某核電廠機(jī)組閥門在運(yùn)行狀態(tài)下振動(dòng)較大，多次發(fā)生電動(dòng)執(zhí)行機(jī)構(gòu)振動(dòng)超標(biāo)、電機(jī)振動(dòng)磨損與電路板卡缺陷報(bào)警等嚴(yán)重問(wèn)題，分析了閥門振動(dòng)原因，設(shè)計(jì)減振改造方案，并通過(guò)現(xiàn)場(chǎng)安裝及測(cè)量，評(píng)估了減振方案的可行性，徹底解決了閥門電動(dòng)頭異常振動(dòng)問(wèn)題，為提升核電閥門可靠性發(fā)揮了重要作用.

1"振動(dòng)原因

該核電機(jī)組閥門位于低壓給水系統(tǒng)，所在管線上游連接除氧器，下游接入主給水泵前置泵，前置泵轉(zhuǎn)速為1 493 r/min，泵葉片數(shù)為7，低壓給水管道系統(tǒng)布置示意圖如圖1所示，閥門現(xiàn)場(chǎng)照片如圖2所示.

1.1"仿真計(jì)算分析

以仿真分析輔助振動(dòng)測(cè)試的方法分析閥門振動(dòng)原因及振動(dòng)特性.根據(jù)閥門結(jié)構(gòu)圖紙，應(yīng)用有限元分析軟件ANSYS模擬計(jì)算閥門固有模態(tài)，其中閥體用殼單元、把手用梁?jiǎn)卧M， X方向?yàn)檩S向，Z向?yàn)榇瓜颍琘方向?yàn)樗椒较?計(jì)算結(jié)果顯示，閥門存在174 Hz的固有頻率，模態(tài)振型結(jié)果如圖3所示.由于閥門所在管線下游連接的主給水泵前置泵葉片通過(guò)頻率為174 Hz，可推斷前置泵為閥門的主要激勵(lì)源.閥門固有頻率與前置泵葉頻接近，產(chǎn)生結(jié)構(gòu)共振，導(dǎo)致劇烈振動(dòng).

1.2"試驗(yàn)測(cè)試分析

針對(duì)閥門振動(dòng)問(wèn)題，測(cè)試特定位置處的速度信號(hào)，分析振動(dòng)原因.測(cè)點(diǎn)布置及方向示意圖如圖4所示，測(cè)試結(jié)果如圖5所示.閥門電動(dòng)頭兩端振動(dòng)最為劇烈，且垂直方向速度幅值最大.電動(dòng)頭兩端3個(gè)方向速度頻譜圖如圖6和圖7所示，振動(dòng)特性為100 Hz以下的寬頻振動(dòng)，以及明顯的174 Hz線譜振動(dòng).

根據(jù)仿真計(jì)算及測(cè)量數(shù)據(jù)結(jié)果，該閥門電動(dòng)頭振動(dòng)大的主要原因是前置泵產(chǎn)生的激勵(lì)載荷經(jīng)管道傳遞至閥門處，閥門的固有頻率與前置泵葉頻接近，致使閥門產(chǎn)生結(jié)構(gòu)共振.

2"減振改造方案設(shè)計(jì)

閥門可視為多自由度的振動(dòng)系統(tǒng)，其振動(dòng)特性與質(zhì)量、阻尼和剛度有關(guān).振動(dòng)控制同樣從這3方面考慮，閥門結(jié)構(gòu)及質(zhì)量已無(wú)法改變，可通過(guò)增加吸振器或阻尼器等方式，改變閥門結(jié)構(gòu)剛度或管道阻尼，抑制閥門振動(dòng).

根據(jù)閥門結(jié)構(gòu)形式及現(xiàn)場(chǎng)空間，本研究減振方案為在電動(dòng)頭兩端增加動(dòng)力吸振器，對(duì)表現(xiàn)較為明顯的振動(dòng)線譜進(jìn)行控制.吸振器利用反共振原理抑制電動(dòng)頭振動(dòng)，具有結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單、可靠性高、安裝方便及對(duì)現(xiàn)有布置影響小等優(yōu)點(diǎn).其參數(shù)設(shè)計(jì)基礎(chǔ)是定點(diǎn)理論，即利用頻率響應(yīng)函數(shù)曲線上與阻尼無(wú)關(guān)的定點(diǎn)來(lái)設(shè)計(jì)動(dòng)力吸振器^"［9-10］.產(chǎn)生振動(dòng)的主系統(tǒng)一般可以忽略阻尼，在質(zhì)量為M、剛度為K的主振動(dòng)系統(tǒng)上附加質(zhì)量為m、彈簧剛度為k、阻尼系數(shù)為c的動(dòng)力吸振器，主振動(dòng)系統(tǒng)與動(dòng)力吸振器的位移分別用x₁和x₂表示，頻率分別用ω和Ω表示，主系統(tǒng)的運(yùn)動(dòng)方程為，

M₁+c₁+（K+k）x₁－c₂－kx₂=f=Fsinωt（1）

引入質(zhì)量比μ=m/M、阻尼比ξ=c/（2mΩ_n）、主系統(tǒng)的靜變形x_st=F/K、強(qiáng)迫振動(dòng)頻率比λ=ω/Ω_n、固有角頻率比γ=ω_n/Ω_n等參數(shù)，得到方程（1）的解為，

x₁x_st（ω）=（γ²－λ²）²+（2ξλ）²（1－λ²）（γ²－λ²）－μγ²γ²²+［1－（1+μ）λ²］²2ξλ²（2）

式（2）即為主系統(tǒng)的位移振幅比.動(dòng)力吸振器的最優(yōu)設(shè)計(jì)需滿足最優(yōu)同調(diào)及最優(yōu)阻尼條件.滿足最優(yōu)同調(diào)條件的動(dòng)力吸振器與主振動(dòng)系統(tǒng)固有頻率比為，

ω_nΩ_n=11+μ（3）

滿足最優(yōu)阻尼條件的動(dòng)力吸振器與主振動(dòng)系統(tǒng)的阻尼比^［12］為，

ξ=3μ8（1+μ）³（4）

同時(shí)滿足以上2個(gè)最優(yōu)條件時(shí)的最大振幅比^［12］為，

x₁x_st｜_max=2+μμ（5）

利用吸振器的最優(yōu)設(shè)計(jì)條件，求解得到如圖8所示不同質(zhì)量比的振幅頻率曲線.對(duì)式（5）求導(dǎo)得到振幅比變化率與吸振器質(zhì)量比關(guān)系曲線，更直觀地展現(xiàn)振幅比與吸振器質(zhì)量的關(guān)系，如圖9所示.

結(jié)果表明，在μlt;0.05時(shí)，隨著吸振器質(zhì)量的增加，減振能力顯著提高；而在μgt;0.2時(shí)，隨質(zhì)量的增加，減振能力變化緩慢，從經(jīng)濟(jì)性和閥門承受附加載荷的角度考慮，繼續(xù)通過(guò)增加吸振器質(zhì)量提高其

減振性能并不可取.因此，動(dòng)力吸振器最優(yōu)質(zhì)量比在0.05～0.2之間.閥門總質(zhì)量為960 kg，吸振器質(zhì)量比取0.05，電動(dòng)頭兩端各加裝4個(gè)吸振器，每個(gè)質(zhì)量為6 kg.

不同頻率比的振幅頻率曲線如圖10所示.當(dāng)頻率比偏大時(shí)，吸振器對(duì)主系統(tǒng)頻率較小的共振峰抑制能力下降；當(dāng)頻率比偏小時(shí)，吸振器對(duì)主系統(tǒng)頻率較大的共振峰抑制能力下降.因此，動(dòng)力吸振器最優(yōu)頻率為閥門控制頻率或略低于控制頻率，即吸振器的固有頻率設(shè)計(jì)為174 Hz.

本研究通過(guò)設(shè)計(jì)簡(jiǎn)單的吸振裝置解決閥門振動(dòng)問(wèn)題，吸振裝置由吸振單元和管夾構(gòu)成，如圖11所示.將多個(gè)吸振單元通過(guò)管夾集成安裝于閥門電動(dòng)頭兩端，通過(guò)管夾上不同安裝方向的吸振單元固定基座，實(shí)現(xiàn)多方向振動(dòng)控制.吸振單元主要由底板、螺柱和質(zhì)量塊構(gòu)成，底板和螺柱通過(guò)焊接連接，螺柱和質(zhì)量塊通過(guò)螺紋連接，質(zhì)量塊上下均通過(guò)螺母結(jié)構(gòu)進(jìn)行鎖緊.通過(guò)調(diào)節(jié)質(zhì)量塊的上下位置，改變吸振器一階固有頻率，使之匹配主系統(tǒng)控制頻率.吸振裝置結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，易于加工且頻率適用性廣.

3"可行性評(píng)估

3.1"仿真計(jì)算評(píng)估減振效果

應(yīng)用ANSYS軟件，采用譜分析方法計(jì)算加吸振器對(duì)閥門電動(dòng)頭振動(dòng)響應(yīng)的影響，評(píng)估吸振器減振效果.激勵(lì)載荷通過(guò)管道傳遞到閥門處，根據(jù)在閥門上游管道的測(cè)試結(jié)果，在閥門連接法蘭處加載，計(jì)算閥門電動(dòng)頭兩端的速度響應(yīng)，主要關(guān)注頻率為100～200 Hz.

閥門電動(dòng)頭兩端加吸振器前后的響應(yīng)對(duì)比結(jié)果如圖12所示.從結(jié)果可知，閥門垂向振動(dòng)（Z方向）更大，水平方向（Y方向）除174 Hz外，還存在142 Hz線譜，與閥門上游測(cè)點(diǎn)的測(cè)試結(jié)果吻合.此外，增加吸振器顯著降低了閥門174 Hz線譜振動(dòng).

3.2"試驗(yàn)測(cè)量評(píng)估減振效果

由于仿真計(jì)算對(duì)閥門及管道結(jié)構(gòu)進(jìn)行了一定的簡(jiǎn)化處理，且未考慮阻尼影響，計(jì)算結(jié)果與實(shí)際結(jié)果存在一定偏差，因此，通過(guò)現(xiàn)場(chǎng)實(shí)測(cè)更為準(zhǔn)確地評(píng)估吸振器減振效果.吸振器現(xiàn)場(chǎng)安裝及調(diào)試過(guò)程中，在線監(jiān)測(cè)閥門電動(dòng)頭兩端的振動(dòng)信號(hào)，待各階段信號(hào)穩(wěn)定后，記錄存儲(chǔ)振動(dòng)信號(hào).現(xiàn)場(chǎng)測(cè)點(diǎn)布置如圖13所示，改造前后的試驗(yàn)測(cè)試結(jié)果如圖14所示.

通過(guò)實(shí)際測(cè)量可知，加吸振器后，閥門電動(dòng)頭兩端174 Hz線譜對(duì)應(yīng)的速度幅值顯著降低，降幅達(dá)到1個(gè)數(shù)量級(jí).其中，電動(dòng)頭上端174 Hz的速度幅值從37 mm/s降低至5.3 mm/s；電動(dòng)頭下端174.5 Hz的速度幅值從41 mm/s降低至1.7 mm/s，減振效果非常明顯.

4"結(jié)"論

某核電機(jī)組閥門電動(dòng)頭振動(dòng)劇烈，主要表現(xiàn)為100 Hz以下的寬頻振動(dòng)，以及明顯的174 Hz線譜振動(dòng).通過(guò)仿真計(jì)算及振動(dòng)測(cè)試數(shù)據(jù)分析表明，閥門振動(dòng)原因主要為前置泵致振動(dòng).針對(duì)振動(dòng)原因、閥門結(jié)構(gòu)形式及現(xiàn)場(chǎng)空間，本研究提出了減振改造方案，即在閥門電動(dòng)頭兩端增加動(dòng)力吸振器，對(duì)174 Hz線譜進(jìn)行振動(dòng)控制.綜合考慮閥門質(zhì)量及控制頻率設(shè)計(jì)的吸振器結(jié)構(gòu)形式是將多個(gè)吸振單元集成在管夾上，實(shí)現(xiàn)多方向振動(dòng)控制，吸振單元由底板、螺柱和質(zhì)量塊構(gòu)成，通過(guò)調(diào)節(jié)質(zhì)量塊的上下位置，改變吸振器一階固有頻率，使之匹配閥門控制頻率.最后對(duì)減振方案進(jìn)行可行性評(píng)估，結(jié)果表明，增加吸振器可以有效降低閥門振動(dòng)，降幅達(dá)到1個(gè)數(shù)量級(jí)，徹底解決了該閥門電動(dòng)頭的異常振動(dòng)問(wèn)題，為提升核電閥門可靠性發(fā)揮了重要作用.

參考文獻(xiàn)：

［1］張?jiān)讫?核電站用閥門［J］.閥門，2004，33（1）：22-28.

［2］默靜軼，祁崇可，潘正邦.核級(jí)閥門氣液聯(lián)動(dòng)執(zhí)行機(jī)構(gòu)電磁兼容性鑒定研究［J］.通用機(jī)械，2020，19（6）：43-47.

［3］王彬，蘇福理，梅紅剛.基于流體動(dòng)力學(xué)的控制閥振動(dòng)分析及方案優(yōu)化［J］.通用機(jī)械，2020，19（Z1）：54-57.

［4］張銘刻.核電站凝結(jié)水旁路調(diào)節(jié)閥振動(dòng)大的原因分析與對(duì)策［J］.中國(guó)核電，2019，12（4）：405-409.

［5］張超.核級(jí)電動(dòng)閘閥彎管液流系統(tǒng)流致振動(dòng)噪聲特性及其抑制研究［D］.濟(jì)南：山東大學(xué)，2020.

［6］梁聰聰，宋明亮，曾小康.福清核電廠止回閥所在管線振動(dòng)原因分析與處理［J］.核動(dòng)力工程，2018，39（S2）：154-156.

［7］Tabrizi A S，Asadi M，Xie G，et al.Computational fluid-dynamics-based analysis of a ball valve performance in the presence of cavitation［J］.J Eng Thermophys-Rus，2014，23（1）：27-38.

［8］張桂英，李志凱，趙福強(qiáng).核電廠旁路閥振動(dòng)致螺栓斷裂原因分析［J］.核動(dòng)力工程，2014，35（S1）：117-119.

［9］Ozer M B，Royston T J.Extending den hartog’s vibration absorber technique to multi-degree-of-freedom systems［J］.J Vib Acoust，2005，127（4）：341-350．

［10］孫紅靈，張培強(qiáng)，張?chǎng)H.主動(dòng)隔振與動(dòng)力吸振器的聯(lián)合減振研究［J］.機(jī)械強(qiáng)度，2005，31（4）：432-435.

（實(shí)習(xí)編輯：羅"媛）

Design and Feasibility Evaluation of Vibration Reduction of Electric Actuator of Nuclear Power Valve

SUN Yue，LIU Tianyan，HAN Chao，LU Jun，ZHANG Kun

（Nuclear Power Institute of China，Chengdu 610213，China）

Abstract：

The vibration of the valve actuator of nuclear power unit is high，which has led to the falling off of the capacitance and resistance of the circuit board for many times.This seriously affects the reliability of the equipment.Through numerical simulation and experimental testing analysis，the vibration cause found is that the excitation load generated by the front pump is transmitted to the valve through the pipeline，and the natural frequency of the valve is close to the blade frequency of the front pump，which results in resonance.According to the cause of vibration，structure form and site space，a- vibration reduction design is carried out for the valve： dynamic vibration absorbers are added at both ends of the valve electric actuator to suppress valve vibration.Finally，the vibration reduction scheme is measured and evaluated.The results show that the proportion of the vibration reduction of the valve is over 80%，which provides a reference for the follow-up vibration treatment.

Key words：

electric actuator of valve;cause of vibration;vibration reduction design;feasibility assessment