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一种现代化的核电站高压加热器保护系统
F. A. Svyatkina, N. N. Trifonova, M. G. Ukhanovaa, V. B. Trenrsquo;kinb, V. A. Koltunovb,A. I. Borovkovc, and O. I. Klyavinc
aNPO中央锅炉-涡轮研究所，Atamanskaya ul。 3/6，圣彼得堡，191167俄罗斯
bZi OMAR工程公司，Zheleznodorozhnaya ul。2，波多尔斯克，莫斯科州，142103俄罗斯
c圣彼得堡国立理工大学，Politekhnicheskaya ul。29，圣彼得堡，195251俄罗斯
摘要：分析了高压加热器及其保护系统在防止水进入汽轮机方面的工作经验。 分析了高压加热器壳体蒸汽空间发生破裂时充入时间的计算公式，并从这个角度得出了高压加热器设计的结论。介绍了一种典型的热电站和核电站用国产汽轮机高压加热器外壳保护水位升高的结构，并举例说明了这种结构。考虑了现有保护系统中可能导致电站事故的部件的缺点。 在NPO中央锅炉涡轮研究所和ZioMAR工程公司开发了一种旨在排除上述缺陷的现代化保护系统，并描述了该系统中使用的设计解决方案。 在圣彼得堡理工大学专家的参与下，建立了一个保护系统主要要素（接纳和止回阀）的数学模型，并对这些要素进行了数值调查。 提出了中央锅炉-汽轮机研究所为排除高压加热器保护系统误操作而研制的调压箱设计方案。
关键词：高压加热器保护系统，管破裂，进气阀，误操作，调压罐，液位测量
汽轮机再生系统是利用表面式高低压加热器(HPHs和LPHs)建造的，高压下的水在其管内流动，以及不受控制的抽汽进入壳体空间且具有较低的压力[1]。
俄罗斯和国外的经验表明，在HPH设计及其连接电路中必须使用至少两个独立的保护功能，以防止水进入涡轮。它们每一个起作用所需的时间必须短于水填充加热器壳蒸汽空间所需的时间，这是由表达式决定的
（1）
其中Vst是加热器外壳蒸汽空间的体积，其可以充满水（这种水必须防止进入涡轮），m3，mu;是流量系数；F是水从管道系统流出到蒸汽空间的截面面积，m2，Delta;р是管系统内的水和壳蒸汽空间中的压力差，MPa。
根据表达式（1），加热器的设计应使蒸汽进入加热器上部，以达到V的最大值Vst。 从表达式（1）中可以得出的另一个结论是，首先位于水流上的加热器最容易发生故障，因为它的管道系统中的水处于最大压力下，其外壳中的蒸汽具有最小的压力；也就是说，该装置的具有Delta;р最大值特点。
管破裂情况下水流出面积的选择取决于HPH型(盘管-和-集管、室、鼓盘或鼓)和加热表面管的选定直径。破裂管数的测定(流出区域)很困难，因为缺乏手段来检测操作设备中的泄漏。 线圈集管HPHs在俄罗斯电力工业中得到了广泛的应用。当一个联箱发生故障时，假设两个盘管破裂(由于四个出水孔被打开)，计算蒸汽空间填充过程。在这种情况下，水填补PVD-2500-95高压加热器(用于配备VVER-1000反应堆的核电站(NPPs))的蒸汽空间所需的时间约为8-9秒。对于尺寸为16times;1.4毫米（直径times;厚度）的腔型HPHs(HPH-C)，没有监管要求，也没有关于破裂管数量的共同意见。 因此，全俄罗斯热工研究所(VTI)的专家建议，假设一管破裂（即水通过两个孔流出），应确定HPH-C蒸汽空间填充过程。
正如已经指出的那样，没有任何手段或方法可以在操作设备中检测泄漏的发生。鉴于这一事实，我们认为，HPH-C壳填充过程应确定假设破裂7管（由于其中14孔被打开）。管的破裂过程可能按照以下情况发展。 一根管子发生破裂，然后水开始以小于或等于100米/秒的速度从打开的孔流出。流出水射流产生的反作用力会导致断管自由端的鞭挞，从而会对邻近的管子造成侵蚀破坏和损坏。用交错排列的管子，另外六根管子会损坏；也就是说，水会从14个孔流出，这相当于一个盘管集箱HPH中的两根管子的破裂。在这种情况下，对两种类型的HPHs的响应速度施加了大致相同的要求。 根据ASME规范[2]，建议假定两管破裂（水通过四个孔流出），控制阀(CV)失效，蒸汽上的闸阀和分离的水分等可能是导致壳层凝结水水平增长的另一个因素。
国内生产的50~1200兆瓦火电厂和NPP机组用高压加热器蒸汽空间水位增长的保护标准方案具有相同的配置，包括以下主要内容：带有旁路的入口闸阀、带有旁路的液压驱动入口阀、一个到三个HPHs、一个止回阀、带有旁路的出口闸阀，以及从涡轮机供应介质的管道中的给水旁路、止回阀、蒸汽和分离式闸阀(图1)。高压加热器有两个保护极限（第一个和第二个），防止壳测蒸汽空间的水位增长，按照 “一出一”原则组织断开，通过水和蒸汽以及 “三选二”原则来跳闸动力装置[3，4]。
有两种类型的进气阀。 在第一类阀门中，液压传动阀杆比阀杆的行程大，在第二类阀门中，液压传动阀杆的行程小于阀杆。 在第一类阀门中观察到阀杆屈曲、金属颤振和堆焊破坏。这些因素都会导致阀门的密封性下降.二类阀门易发生不完全关闭，对阀门严密性也有不利影响。
数值分析表明，如果满足以下条件（不考虑阀杆和阀盘的质量)，第二种类型的进气阀(其中液压驱动阀杆的行程小于阀杆)可以完全关闭：
其中w是阀瓣与阀座间隙中的水的速度，p是阀瓣中的水压，s是阀杆面积。
根据计算结果，在盘管集箱HPH中，3-4根管破裂，或在腔室型HPH，则是在九到十管破裂时，在盘管和壳体之间的间隙中所需的水速度就得到了。因此，本设计的阀门必须现代化，以实现以下规则：液压驱动阀杆的行程必须等于阀杆的行程，必须确保阀杆和液压驱动阀杆有足够稳定性和刚度。在这两种情况下，阀门的密封性差是不可接受的，并可能导致故障。
由于阀座的设计，关闭的止回阀和打开的进气阀所要求的密封性也不能保证。这种密封性的缺乏，从而导致泄漏，这是在进气阀不完善的情况下导致HPH效率降低的一个因素，如果止回阀不完善，则可能导致HPH失效。
进气阀没有一个设备，将显示其杆的实际位置，使用它将可能自动固定进气阀关闭时间。缺少这样的装置，就不可能确定阀门的实际关闭时间，也不可能确定阀瓣的位置。
当加热器在运行的涡轮上通过蒸汽连接时，由于对第一极限的保护的错误驱动，以及当壳体的蒸汽压力变化率高于0.06MPa/min时，当负载发生剧烈变化时，HPHs被观察到不合理的断开(见圆形PTS编号。t-2/73)。电站工作人员无事可做，只能使电平保护失效或为其动作引入延时，这是不可接受的。 100-500MW机组HPH的保护系统及其设备的可靠性不足，导致给水泵开发水头下壳层蒸汽空间充满水而发生事故(图2)
在液位测量过程中出现的高频和高振幅的脉冲信号会导致控制阀和电动执行器的故障。
在许多标准的HPH保护方案中，选择供电水管道的公称直径时，没有考虑压降，不能保证所要求的进气阀关闭时间。
通过进气闸阀和进气阀的旁路对管道系统和给水管道进行注水，试图启动运行中汽轮机HPH,会导致加热器中出现液压锤。
同时，传统的保护系统具有一定的优点：它们由两个独立的保护特性组成，设计成在保护作用时连续向蒸汽发生器提供水，这是确保蒸汽发生器可靠运行的一种措施。
NPO中央锅炉涡轮研究所(TsKTI)和ZiOMAR工程公司的专家，他们为HPH-C开发了一个保护系统，采用了排除了上述缺点的设计方案，从而实现了设备更可靠的运行。因此，进气阀的设计(图3)包括壳体、带阀杆的阀盘、带表面的密封圈和带顶部密封的阀盖。 带有外壳的盖子具有自密封设计。 机械上，进气阀的外壳是一个锻造的三通接头，其中两个旁路插座被焊接。 进气阀的圆盘与旁通阀的盘同时存在，在其较低的位置，圆盘与壳体密封，并将其分为两个空腔：进气阀的空腔和旁通阀的空腔。旁通阀的空腔通过旁路管路连接，没有与止回阀活塞上方的空腔连接的阀门。
盘沿三个导向杆在壳体中上下移动。 壳体、圆盘和密封圈的密封表面均由耐腐蚀合金制成。 盖与壳的接触所需的紧密性是通过热膨胀石墨制成的环来获得的。 阀盖通过法兰和分裂的轴套保持在上部位置。
图2：热电站事故后果
为了避免介质泄漏到阀门旁通腔中，阀门包含一个由热膨胀石墨制成的下部密封环，这些环紧紧的压在支架和密封金属环之间。通过这种设计，固定了圆盘的上部位置和圆盘阀杆与液压驱动阀杆之间的固定间隙。阀杆通过分领和螺纹衬套连接到圆盘上，因为当偏离垂直轴发生时，它们可以自由移动。液压驱动7(见图2）是一种焊接结构，气缸的阀杆和活塞上装有橡胶圈。液压驱动通过支架连接到阀壳。
位置指示器安装在进气阀杆的槽内，中间导杆安装限位开关。 开关之间的距离等于阀杆行程。 当阀门动作时，位置指示器向下移动，打开上开关中的电路，从而固定磁盘开始设置向下的时刻（阀门开始关闭）。下开关电路的开启使阀门处于完全关闭状态。由于这种解决方案，阀门的位置和实际关闭的时间是固定的，从而方便了HPH-C保护系统的调整，确保了其可靠运行。
在导轨下部安装了偏转器挡板，以减少热风对末端开关的加热。采用陡弯弯头，使壳体只有三个对接焊缝，从而使其结构更可靠。
进气阀门液压传动将通过Dnom = 80毫米管道从冷凝泵向阀门活塞上方的空间提供动力水 (在图3项11)。两个快速替代电动闸阀安装在管道上游的进气阀门液压传动。液压驱动活塞上方和下方的空间包含用于连接排水管道的套管。
为了确保阀门的完全关闭和阀盘的紧密设置，液压驱动阀杆的行程等于阀杆的行程。 阀杆在这种情况下产生的力下的稳定性取决于其直径和适当材料的选择。
止回阀设计(图4）包括锻制三通接头、盖板和圆盘形式的壳体。 外壳、上密封和密封表面的制作方式与进气阀相同。阀瓣通过给水的水头固定在其工作位置上。
在进气阀和止回阀上的 “阀瓣外壳”的阀座，以及在进气阀上的“阀瓣密封圈”阀座，即使出现一些阀瓣不对中的情况也能确保紧密性。
NPO Ts KTI和St，圣彼得堡国州立理工大学(SPB GTU)对阀门的空间温度和应力的应变状态进行了数值研究，进行了校核计算，并估算了圆盘和阀壳环形下沉面区域熔敷金属产生的应力。 采用有限元方法，利用ANSYS/LSDYNA软件系统和SimuliaAbaqus软件产品（6.9版）进行了计算(图5).
在进行强度计算时，在进行强度计算时，解决了所有工作模式的静态热弹性问题（在正常工作条件下，用于液压测试，以及用于处于封闭位置的阀门）。计算是在保守方法的基础上进行的：所有参数和特性都在更不利的结果所导致的范围内变化，因此，产生的止回阀和进气阀的壳体安全裕度小于其实际值。
根据条例文件RDEO0330-01和PNAE G-7-002-86，从总减压膜应力[类别（sigma;)1]、从膜和总弯曲应力之和[类别(sigma;)2]计算的减应力，以及从一般或局部膜、一般和局部弯曲以及一般温度和补偿应力(sigma;）RV的组成部分之和计算的减应力范围确定静强度。
冯米塞斯等效应力由以下公式确定：
对计算结果的分析表明，在根据PNAE和RD文件进行标准设计和修改设计版本的情况下，在其运行的所有模式中，均保证了进气和止回阀的静态强度。在规定的载荷下，阀门的壳体和元件中的最大等效应力在设计温度下不超过其允许值。 在设计操作模式中，相对于减压范围的安全裕度系数对于进气阀不小于1.7，对于止回阀不小于1.8。
在SPB GPU上研究了不同版本的阀座装配设计的进气和止回阀关闭过程的动力学。 对于带有标准“平面”阀座组件的阀门，揭示了沉积金属中应力脉动的发生，这导致了这种金属的裂纹和阀门在关闭过程中的金属颤振的发生(图6a)。
对不同的设计版本进行了分析，并根据分析结果选择了最优的设计版本。最佳版本中产生的等效应力不超过其允许值，由于这一原因，沉积金属的破坏被排除在外，金属颤振不发生在它们的关闭的期间(图6b)：这是一个“球对锥”接触。阀盘呈球形，壳体密封面为与接触线成一定角度的平面。在阀门关闭过程中，在阀壳和结构元件中，以及在阀瓣上产生的冯米塞斯等效应力，在阀瓣撞击密封面之前和之后的时刻不超过允许的值。
对阀壳进行了谐波分析，确定了阀壳的基本固有频率和相应的振动模态。 进气阀的基本固有频率为fadm=84.2赫兹，止回阀：fch =117.9赫兹。
在求解动态问题时，确定了可由地震冲击引起的、可引起应力和应变状态的入止回阀壳体的应力值。 这些应力不超过允许值；因此，阀门的适用性得到了保证。
对加热器壳体蒸汽压力急剧变化时响应第一和第二极限的保护系统进行了数值分析，结果表明，由于与HPH壳层蒸汽空间相连的喘振罐的压力变化延迟，保护工作发生了不合理的（虚假的）操作，并且由于加热器壳体的水和蒸汽空间中的压力攻丝单元的设计不令人满意，出现了水平的波动。
这一实现众所周知的调压罐和传感器连接方案时，这一问题得到了部分解决(图7)。 因此，使用旁路管道排除了脉动的发生，但在这种情况下，与蒸汽空间中水位的增长相比，管道中水位的增长速度减慢。
NPO TSKTI专家开发了一种设计，排除了当压力变化速率时不超过0.12MPa/s时的不合理的保护操作，高于所有已知的设备外壳蒸汽压力变化率的操作模式(见表和图 8)。 在HPH外壳中测量电平的单元的设计已经改变，从而排除了重要的电平测量频率和振幅，从而实现了控制阀及其驱动器的更可靠的操作。为了防止储罐内压力变化相对于HP
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