二次滤网设备故障分析及设计改进

魏邦华

(福建福清核电有限公司，福建 福清 350318)

核电机组中二次滤网设备的功能是过滤循环水中的杂质，保证符合要求的循环水进入凝汽器传热管水侧，冷却汽轮机的排汽或二次滤网故障将影响机组的冷源安全，导致机组降功率或停机。

目前百万千瓦级核电机组配套的的二次滤网均采用排污斗单悬臂布置设计，具体结构如图1所示，这种结构的二次滤网采用网片固定、排污斗旋转的方式设计。二次滤网的工作原理：当滤网压差高时自动进行反冲洗，此时驱动电机运行，通过传动轴带动伞形减速器工作，伞形减速器通过联轴器驱动主轴包运行，主轴包带动排污斗依次间隔转动，当排污斗转至某一隔仓定位停止时，此隔仓区域内的水在压差的作用下改变方向，从滤网内反向流入排污斗内，冲洗排污区域滤网网片表面，将杂物冲出滤网，并经排污管、排污阀排出，完成一个隔仓的清洗、排污过程，实现滤网自动清洗排污。

图1 二次滤网结构原理图Fig.1 The structure and principle of the secondary filter equipment1—扇形滤网；
2—压差测量系统；
3—驱动电机；
4—反冲洗排放阀；
5—排污斗

目前国内核电机组配套的二次滤网设备主要由三个不同的厂家供货，无论哪个厂家供货的二次滤网总体结构与图1类似，排污斗均是单悬臂设计。福清核电1、2号机组及3、4号机组所使用的二次滤网是不同的厂家设计及制造的，但均多次出现故障，调研同行核电厂，宁德核电及方家山核电二次滤网均发生过相似的故障，故障情况统计见表1。

表1 二次滤网故障统计表Table 1 Fault statistical of the secondary filter equipment

从二次滤网故障统计表可以看出目前百万千瓦核电机组配套的的二次滤网确实故障频发，且无论是哪个厂家供货的二次滤网，排污斗均采用单悬臂结构设计，均存在类似的故障缺陷，这一问题已严重影响多个核电机组的安全可靠运行，迫切需要进行根本原因分析，并采取针对性的设计改进措施，以达到降低故障率，提高运行可靠性的目的。

各个核电厂各台机组二次滤网故障均有磨损严重、螺栓断裂等现象，分析原二次滤网的结构图可知，排污斗均是单悬臂设计，在滤网的压差作用下，排污斗将会受到一个作用力，该力的大小与滤网压差的大小及排污斗的面积有关，该作用力会将排污斗紧压在滤网筒体的支承圈上，使耐磨板与支撑圈间产生磨擦，当耐磨板磨损严重时，耐磨板与支撑圈间出现间隙后，支撑圈将不再受力，此时该作用力通过排污斗力臂施加于主轴包上并形成一个外力矩，使主轴向排污斗侧发生位移，从而使得主轴紧压在排污斗侧的密封圈上，加剧了主轴包密封圈的磨损。福清核电3、4号机组二次滤网结构外形图[1]如图2所示。

图2 福清核电3、4号机组单悬臂结构二次滤网外形图Fig.2 The single cantilever structure of the secondary filter equipment in Unit 3 &4 of Fuqing NPP

当耐磨板与滤网筒体支撑圈间出现间隙后，支撑圈不再受力，根据理论力学中物体的受力分析和受力图章节[2]，画出此时轴系的受力简图如图3所示。此时排污斗在滤网压差的作用下向排污斗侧产生位移S1，主轴紧压在排污斗侧的密封圈上，加剧了主轴包密封圈的磨损。同时太阳轮及行星轮将向S2方向产生位移，造成太阳轮侧减速机伞齿轮摆动量较大，使得伞齿轮间啮合不好，因而造成伞齿轮磨损。行星轮在向S2方向移动的过程中挤压大齿圈(大齿圈固定在减速机壳体上)，对减速机壳体产生一个向S2方向的力，此力与F3大小相等，方向相反，该力使得减速机壳体法兰螺栓承受剪切力作用。

图3 单悬臂结构二次滤网主轴轴系受力简图Fig.3 The force on the main shaft system of the single cantilever structure of the secondary filter

根据主轴轴系受力简图3，F为在滤网压差作用于排污斗上的合外力，F1为主轴推力轴承所承受的轴向力，F2为主轴密封圈处径向轴承的支撑力，F3为减速机壳体对行星轮轮系的支撑力。L、L2、L3分别为F、F2、F3力对应的力臂，则有下列平衡方程式：

F=F1

(1)

F2=F3

(2)

F×L=F2×L2+F3×L3=F3×(L2+L3)

(3)

查原二次滤网的设计图纸，得滤网筒体直径φ2 600 mm，共设计有16个隔仓，L2+L3=1 100 mm，滤网工作压力P=300 kPa，计算二次滤网排污斗的面积S=3.14×R2÷16=3.14×1.3×1.3÷16=0.33 m2。

排污斗在滤网压差P作用下所受外力F=P×S。

排污斗在滤网压差P作用下所受的外力矩根据积分公式可得

(4)

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

由此可见，二次滤网减速机壳体在二次滤网压差作用下承受了一个垂直于太阳轮轴系较大的外力，在该力的作用下减速机法兰螺栓承受剪切力。减速机法兰处共有8个M8的碳钢螺栓(材质Q235)，查钢结构手册碳钢螺栓的拉伸许用强度为[σ]=100 MPa，剪切许用强度取拉伸许用强度的0.5倍，则剪切许用强度[τ]=50 MPa。查国家标准《螺纹紧固件应力截面积和承载面积》[3]，M8的螺栓截面积为36.6 mm2，动载系数K取1.1则螺栓剪切强度校核如下：

因此分析减速机法兰处螺栓断裂的根本原因是在滤网压差作用下排污斗单边受力，导致减速机壳体螺栓受到过大的剪切力而断裂。螺栓断裂后减速机在重力作用下落下，导致传动轴系失效。

二次滤网网片破损问题和单悬臂排污斗结构没有直接关系，经外送网片断裂样品送105所进行破口力学分析，结论是网片破裂为疲劳断裂[4]，105所经破口力学分析建议：“可通过提高网片厚度有效降低网片孔桥处的应力值，降低网片发生疲劳开裂的风险。”

考虑到滤网压差作用在排污斗上的不平衡力是导致磨损及螺栓断裂的根本原因，改进设计中必需平衡排污斗部件因滤网压差而产生的不平衡力，降低主轴所承受的不平衡外力矩，减少减速机法兰处因滤网压差作用而产生外力。因此采用了排污斗对称布置的双悬臂结构，改进后的二次滤网结构设计如图4所示。

图4 双悬臂结构二次滤网剖面图Fig.4 The sectional view of the secondary filter with double cantilever structure 1—滤网筒体；
2—网片；
3—排污斗；
4—排污管；
5—耐磨板；
6—主轴包；
7—减速机；
8—传动轴；
9—电机；
10—支撑筋板；
11—隔仓板；
12—密封罩；
13—传动轴密封罩

与福清核电3、4号机组二次滤网原设计图纸相比，改进后的设计方案主要有如下特点。

1)二次滤网筒体内隔仓由目前的16个，修改为24个；

2)排污斗由目前的1个增加到2个且对称布置，2个排污斗共用一根排污管道；

3)在二次滤网网片顶部及网片中部的背水侧及迎水侧均增设支撑筋板；

4)二次滤网的网片厚度由原设计的2 mm增加到3 mm，提高网片的结构强度；

5)在减速机法兰处的螺栓规格由原设计M8变更为M10，提高螺栓承载能力；

6)在减速机法处法兰处增加2个弹簧销，提高抗剪切能力；

7)在耐磨板上镶嵌耐磨陶瓷，提高耐磨性能。

通过对轴系受力、网片可靠性、耐磨极可靠性的分析以及滤网火阻的计算，验证改进后双悬臂结构二次滤网的性能。

(1)轴系受力分析

因排污斗对称布置，且两个排污斗的面积完全一样，所以滤网压差产生的外力刚好互相平衡，不会使主轴包产生径向位移，减速机法兰处的剪切力将大大降低，理论上可以完全消除，如图5所示。

图5 双悬臂结构二次滤网主轴轴系受力简图Fig.5 The force on the main shaft system of the secondary filter with double cantilever structure

采用双悬臂对称的排污斗布置，F1=2F，即滤网压差所产生的力完全作用于推力轴承上，减速机法兰螺栓不再有剪切力作用，可以避免减速机法兰螺栓断裂故障的发生，另外减速机法兰处增加了2个弹簧销，提高了抗剪切能力，螺栓由原来的M8变更为M10，提高了螺栓的承载能力，因此大大提高了减速机的可靠性。

因对称布置的排污斗，主轴不会产生径向位移，所以太阳轮轴及减速机伞齿轮不会产生较大摆动，两个伞齿轮可实现正常啮合，减速机伞齿轮的磨损问题可得到较大的改善。因主轴不会产生径向位移，主轴处于中心位置，将不再紧压在排污斗侧的密封圈上，大大改善了主轴包密封圈的磨损，提高了主轴包的使用寿命。

(2)网片可靠性分析

将隔仓由原来的16个增加到24个后，网片的弧长缩到原来的67%，网片的刚度及支撑强度将得到一定水平的提高，原设计的网片在迎水面未设计支撑板，在反冲洗阶段及正常运行阶段网片承受正向及反向的交变应力作用，导致网片疲劳断裂。改进后的二次滤网不仅在背水面安装网片支撑加强筋，在迎水面也设计有支撑加强筋，提高网片抗疲劳断裂的能力。将网片厚度由2 mm增加到3 mm，网片的承载能力有所提高，因此改进后，网片可靠性将得到较大的提升。

(3)耐磨板可靠性分析

因排污斗对称布置，压差作用在排污斗表面的力相互平衡，主轴不会产生径向位移，理论上耐磨板与网架间可保持一定的设计间隙，耐磨板磨损风险大大降低，提高了耐磨板的可靠性。考虑运行期间排污斗可能存在一定的变形，导致耐磨板与网架间产生磨擦，在耐磨板表面镶嵌耐磨陶瓷，提高耐磨性能，延长了耐磨板的寿命，提高了耐磨板的使用可靠性。

(4)滤网水阻计算

改进后的滤网隔仓由原来的16个增加到24个，排污斗由原设计的1个变更为2个，总的通流面积发生了变化，需校核滤网水阻是否在可接受的范围内。

原设计的二次滤网通流面积记为S1，改进后的二次滤网通流面积记为S2，则有下式成立：

S1=3.14×R2÷16×15

(5)

S2=3.14×R2÷24×22

(6)

将式(6)除以式(5)则得S2=0.97S1。

查福清核电3、4号机组二次滤网原设计图纸[1]，滤网水阻设计值ΔP=3 kPa，滤网前的压力为P、流速为V、滤网后流速为V1、滤网后压力为P1；
改进后的滤网设计水阻记为ΔP1、滤网后流速为V2、滤网后压力为P2、循环水流量记为Q、循环水管的通流面积记为S，则由流体力学可得：

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)

将S2=0.97S1代入式(13)得出

[s2/(0.97S1)2-1]V2/2=ΔP1

(14)

式(12)与式(14)两边相除则可得

[S2/(0.97S1)2-1]V2/2=ΔP1

(15)

将S1=(15/16)S代入式(15)，可求出ΔP1=4.5kPa。运行水阻较改进前增加1.5kPa，仍在可接受的范围内(技术规格书中要求滤网设计水阻小于4.9kPa)，可以满足机组满功率运行对冷却水量的需求。考虑运行机组滤网的外部接口尺寸及基础改变困难，不方便增大二次滤网的直径，后续新建机组可作进一步优化，将二次滤网的直径适当增大，以达到降低水阻的目的。

二次滤网排污斗采用双悬臂对称布置后，滤网压差所产生的力完全作用于推力轴承上，减速机法兰螺栓不再有剪切力作用，可以避免减速机法兰螺栓断裂故障的发生，另处减速机法兰处增加了2个弹簧销，提高了抗剪能力；
螺栓由原来的M8变更为M10，提高螺栓的承载能力，大大提高了减速机的可靠性；
二次滤网隔仓由原来的16个增加到24个后，网片的弧长缩到原来的67%，网片的刚度及支撑强度将相应提高；
改进后的二次滤网在迎水面设计有支撑加强筋，提高网片抗疲劳断裂的能力；
将网片厚度由2mm增加到3mm，网片的承载能力有所提高，因此改进后的二次滤网网片发生破损的风险大大降低。

随机组功率的增加，循环水的流量在增大，二次滤网的直径增大，排污斗的长度及面积增大，作用在主轴上的外力矩增加较多，因此在百万千瓦级核电机组仍然用这种单悬臂结构的排污斗设计已不能满足二次滤网设备的安全可靠运行。目前运行的核电厂中已有多台二次滤网设备出现严重故障，给机组的安全运行带来较大的影响，迫切需要对二次滤网设备进行设计改进，分析目前核电机组配合的单悬臂结构二次滤网经常出现故障的根本原因是滤网压差作用在排污斗上的不平衡力所导致，而采用排污斗对称布置的双悬臂结构的改进设计，可消除减速机法兰螺栓断裂故障、降低减速伞齿轮的磨损、降低主轴包密封格莱圈的磨损、降低接污斗耐磨板的磨损、防止滤网网片破损，降低了二次滤网的故障率，大幅提高了二次滤网的运行可靠性。随着机组容量的增大，这种双悬臂结构二次滤网将会在工程中得到普遍应用。

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