某核电厂汽辅泵管线异常振动机理研究

刘　星，饶建民，王琇峰，唐国运

某核电厂汽辅泵管线异常振动机理研究

刘星1，饶建民1，王琇峰2，唐国运2

（1. 福建福清核电有限公司，福建福清 350300；2. 西安交通大学机械工程学院，陕西 西安 710049）

汽辅泵是核电厂的安全专设设施之一，实现在极限工况下利用非能动的方式，应急向二回路的蒸汽发生器供水。某电厂汽辅泵管线振动是国内首次发现，本文通过分析汽辅泵管线异常振动机理，提出了造成管线振动假设，并通过数据测试分析、有限元仿真及实验研究验证了上述假设，提出相应改进措施后，彻底解决了管线异常振动问题。

汽辅泵；管线振动；汽柱共振

汽辅泵是核电厂的安全专设设施之一，主要作用是在出现全场失电的情况下，利用蒸汽以非能动的方式，应急向二回路的蒸汽发生器供水，以排除堆芯余热，防止供水不足而导致核电系统的更大损失。某核电厂4号汽动泵辅助给水汽动泵（以下简称“汽辅泵”）在401大修及402大修进行维修后试验期间，入口蒸汽管道出现振动过大现象。针对上述问题，为深入分析并掌握入口蒸汽管道振动产生的根本原因和机理，为该管道系统的改善提供有力支撑，进而避免类似问题再次出现，开展管道异常振动机理分析与研究。

1　管道振动机理假设

1.1　401大修管线振动现象分析及机理假设

该电厂4号机组在2018年9月401大修验收试验中进行了53次汽辅泵起泵试验，共出现8次管道异常振动现象。在出现管道振动现象的时刻，现场发现了两个异常：

（1）捕捉到转速突跳现象，如图1所示，转速探头输出的转速信号在起泵后0.1 s内突增1 000 r/min；

图1　转速探头录播图

（2）管道异常振动发生时，现场汽辅泵管道前机械压力表的读数出现快速抖动，如图2所示。

图2　故障发生时蒸汽入口压力

根据上述故障现象以及管道振动常见原因，推测401管道振动原因为转速探头失效产生误信号，505控制器控制调阀瞬态动作，而阀门瞬态动作对管内汽柱产生瞬态扰动，激起管内汽柱共振，进而引发管道振动。现场通过更换转速探头后，故障现象消失。

1.2　402大修管线振动现象分析及机理假设

该电厂4号机组在2019年9月402大修验收试验中进行了35次汽辅泵起泵试验，只出现1次管道异常振动现象。根据现场的测量结果，启泵瞬间调阀都存在突跳现象，但相比于3号汽动泵，4号汽动泵调阀动作突跳行为更加明显。

其中，4号汽动泵第三次起泵时发生管道异常振动，启泵过程调阀存在突跳，且后续逐渐失稳（见图3）。

图3　启泵瞬间调阀振动趋势

基于上述试验现象及数据分析结果，推测402大修4号泵入口蒸汽管线振动原因为主汽门活塞环卡涩引发汽锤，导致控制系统失稳，最终引起管道异常振动。引起气阀阻塞的原因推测为蒸汽高温作用下，主汽门气阀的活塞环膨胀，使得活塞环与衬套间的摩擦阻力增大。因此总结两次大修产生管线振动激励假设的逻辑如图4所示。

图4　振动机理假设逻辑图

1.3　试验验证方向

根据汽辅助泵入口蒸汽管道发生异常振动的现象从激励源、传递介质和反馈控制系统特性三个方面进行验证。

（1）激励源：针对转速探头输出转速突跳信号的假设，开展转速探头信号突跳现象复现及原因分析工作。针对主气门气阀阻塞，导致气阀动作受阻产生汽锤，使得控制系统失稳，最终引起管道异常振动假设，开展主气门温度场仿真，并通过热膨胀后的活塞环最大静摩擦力计算和验证工作。

（2）传递介质：针对管道内汽柱固有频率与阀杆控制系统频响耦合以及管道内产生汽柱共振的故障机理假设，开展了蒸汽管线汽柱固有频率计算及其响应特性分析工作。

（3）反馈控制：针对蒸汽管线汽柱共振引发阀杆控制系统失稳的故障机理假设，开展阀杆控制系统响应特性分析。

2　激励源验证试验

2.1　转速探头信号突跳故障缺陷及故障原因分析

401大修故障机理假设认为故障转速探头发出虚假转速突跳信号控制阀杆突然动作是机理管道异常振动的激励源。现场转速探头故障表现为“偶发性”特征，即转速突跳现象的发生未发现明确规律。为验证“故障转速探头发出虚假转速突跳信号”这一假设，以下对现场所换下的转速探头进行了模拟现场设备运行状态的实验，通过对现场转速探头原始信号、计算转速和光电探头的对比分析，确认现场转速探头故障原因。

2.1.1试验装置简述

为研究转速突跳原因，我方在改造后的转子实验台上开展转速探头性能试验。实验主要设备包括转子试验台、现场换下的霍尔效应探头（下称现场探头）、测速元件、质量盘、光电转速探头（下称光电探头），整体设备如图5所示。

霍尔效应转速探头的工作过程包含四个过程：

（1）霍尔元件检测到磁感应强度后产生相应的霍尔电压；

（2）霍尔电压经过运算放大器放大后传给施密特触发器；

（3）信号经过施密特转换后传给输出级输出；

（4）输出信号为脉冲信号，外部对脉冲信号进行转换计算后可以获得实时转速。

图5　转速探头性能试验台

本实验装置为了与现场探头所采集到的数据计算结果进行对比，还安装了光电转速探头。通过采集转子试验台上光标带所反射的光线以采集计算转子试验台转轴转速，并与现场探头计算结果进行对比。

2.1.2试验内容及结果

根据现场运行条件，探头所处的中央水室，温度可达60～70 ℃，超过了转速探头工作温度范围。为明确现场探头在高温下是否工作正常，开展探头的温升实验[1]。

过程中对转速探头从室温加热至热态而后自然冷却至室温过程中的输出数据使用热成像仪记录表面温度，计算得到的转速与同时刻的温度如图6所示。从图6可以发现，在273.7 s和456.7 s两个时刻观察探头的计算转速发生了突跳。

图6　转速波动与温度关联图

从上图中可以看出，在转速发生突跳的时刻，转速并非在某一时刻只发生了一次突跳，而是在短时间内（约1 s内）发生多次突跳，并在此后重新恢复正常，其计算转速突跳量最大可达1 800 rad/min。注意到发生转速突跳时转速探头的温度分别为48.1 ℃和41.4 ℃。当温度低于40 ℃以及高于50 ℃时，未发现转速突跳现象。因此推断当现场探头温度跨越40～50 ℃此区间时，将发生转速突跳现象。

常见材料制成霍尔元件和传统的施密特触发器输出电压是随着温度连续变化的，不会突变现象。根据霍尔效应传感器原理，可以推测若现场探头无故障且受温度影响而导致其输出信号出现占空比变化，那占空比的变化应是缓变而非在“长、短低电平持续时间”之间瞬态反复切换。

因此，推测现场探头发生故障的原因有如下可能：

（1）现场探头内部霍尔元件损坏导致其输出电压在不同温度下发生改变；

（2）现场探头内部施密特触发器发生故障导致现场探头的工作点和释放点之间的距离发生改变；

（3）现场探头内部霍尔元件和施密特触发器同时发生了故障。

该试验复现了401大修转速探头突跳的故障现象，说明该转速探头在跨越40～50 ℃这个温度区间时确实存在性能不稳定的情况。根据该转速传感器的测速原理，推测可能是探头内部霍尔元件和施密特触发器发生了故障。

2.2　活塞环卡涩仿真实验

针对402大修4号汽动泵汽辅泵管道异常振动问题，提出主气阀气阀阻塞，导致气阀动作受阻产生汽锤，导致控制系统失稳，最终引起管道异常振动的假设。而引起气阀阻塞的原因推测是蒸汽高温作用下，主汽门气阀的活塞环膨胀，使得活塞环与衬套间的摩擦阻力增大，进而导致汽锤力增大。

2.2.1建立模型

为了验证主进汽阀活塞环是否有卡涩，对主进气阀阀芯和活塞环建立了三维模型如图7所示。

图7　主进气阀及活塞三维图

2.2.2仿真结果

在高温蒸汽作用下，主汽门主要零部件的温度大致分布在271.9～281 ℃范围内，且大部分区域与蒸汽温度相近。从活塞环变形情况可以看出，活塞环在受热膨胀后，活塞环间隙位置变形最大。理论上，活塞环受热膨胀主要表现为周向以及径向，其中径向膨胀会导致其与衬套间产生应力，进而阻塞活塞运动。周向膨胀主要表现为活塞环周向间隙减小。

为了进行对比，使用类似进口设备的活塞环结构进行仿真对比，发现现结构的活塞环受热膨胀后，阀门开启需要克服的摩擦力较大，进口设备的活塞环摩擦力明显较低，如表1所示。

表1　活塞环摩擦力对比

由表1可知，进口结构活塞环打开所需要的克服的摩擦力相比于原结构减小约47%。

2.2.3403大修检查结果

经403大修解体检查，发现使用4号汽动泵主汽门活塞衬套存在明显的磨痕，而4ASG003PO活塞衬套内壁较为光滑，如图8所示。

图8　4号汽动泵主汽门活塞衬套磨损

4号汽动泵主汽门活塞环与衬套接触区域磨痕较为明显，同时测量发现该泵活塞环安装间隙为0.7 mm、0.1 mm、2.45 mm、2.45 mm（由外至内的顺序），其中第二个活塞环安装间隙0.1 mm远小于许用技术要求下限（0.51 mm），推测存在由于活塞环安装间隙太小，导致活塞环受热膨胀，运动受阻。

2.3　小结

针对401大修管道振动激励源的来源问题，通过在转子实验台上对现场探头进行相关实验，表明401大修更换下的转速探头在其表面温度跨越40～50 ℃时，利用上升沿方式计算的转速将会出现转速突跳现象。

针对402大修关于活塞卡涩引发汽锤导致控制系统失稳，最终引起管道振动假设，通过现结构活塞环受热影响较大，开启所需要克服的摩擦力较大，通过403大修解体检修发现4号汽动泵主汽门活塞衬套存在明显磨痕，而从未发生过管道振动的4ASG003PO主汽门衬套内壁较为光滑，进一步验证了上述推测，也证明现结构活塞环容易造成活塞的卡涩。

3　管道汽柱固有频率仿真实验（传递介质）

根据前述推理，怀疑管道振动原因为调阀动作激起管道汽柱共振。为验证蒸汽管线汽柱固有频率与故障频率之间的关系，开展蒸汽管道汽柱固有频率的仿真计算及相关试验工作。

3.1　汽柱共振原理

管道中的气体一般被称作汽柱。压力脉动在管内传播主要受汽柱共振的影响较大。关于汽柱共振的概念，在盛水容器中插入两端未封闭的粗玻璃管，在管道口上方放一个正在发声的音叉，玻璃管会持续的反射音叉的声音。把玻璃管慢慢从水里提起，即慢慢增长玻璃管中空气柱的长度。当空气柱的长度增到一定值时，会听到玻璃管内反射出相当强的声音，如果继续从水中提起玻璃管，声音将逐渐减弱。这种特定长度的汽柱在一定频率的声音扰动下，发出较强的声音的现象，就叫汽柱共振。

图9　简单直管道示意图

对于无阻尼等径直管道（见图9），管内上游点1和距上游点的距离为处的下游点2之间脉动压力和脉动速度的关系式如下：

1，2为1、2处的流体压力，1、2为1、2点处的流体流速，为压力脉动频率，为流体的声速，为1、2两点间的距离。

写成矩阵形式如下：

管道两端连接的设备不同，则两端的边界条件也不尽相同。研究表明，只要容器的容积大于管道体积的十倍时，与管道连接的这一端就可以视为开端；与较小设备相连的一端可以看作是闭端，例如压缩机管路中活塞一端，当然阀门阀腔较小的一端也可视为闭端。

（1）一端为闭端，另一端为开端的管道

闭端有1=1，1=0，开端有2=0，2=1，将这些条件代入式（1）和式（2），即可以得到：

满足公式（4）的即为和由谐振动的频率，已知声速和管道长度，即可通过式（4）计算出等径直管一端为闭端，另一端为开端的汽柱固有频率。解方程（4）可以得到如下结论。

……

（2）两端均为闭端的管道

在工程上，若管道两端分别连接两个较小容积的容器时，可以看作是两端均为闭端的案例。闭端的条件为=1，=0，代入式（1）和式（2）得

由式（6）得

（3）两端均为开端的管道

如果管道一端为储气罐，另一端为缓冲罐，且两者的容积都足够大，则可以将这种管道视为两端均为开端的管道，开端的条件为=0，=1，代入式（1）和式（2）得

由式（8）得

由等径直管道汽柱固有频率计算公式可知，声速以及管道长度对汽柱固有频率影响较大。

3.2　汽辅泵入口蒸汽管线固有频率仿真

为评估4号汽动泵入口蒸汽管线汽柱固有频率与故障频率之间的关系，需计算蒸汽管线汽柱固有频率。

（1）建立模型

如图10所示，该电厂4号汽动泵汽动辅助给水泵蒸汽流程为，蒸汽由汽水分离器进入蒸汽管道，在管道的另一侧通过调节阀进入汽轮机，在转子上安装有转速探头，用于监测汽轮机转速，并将转速信号反馈给控制器，控制器给出调节阀的开度，进而使得汽轮机的转速稳定在一定范围内。

在管路中间，设置阀门237和阀门238，两个阀门只有全开和全闭两种状态，对应三种工况即两个阀门均打开或者一个打开、另一个关闭。

（2）仿真计算

现场蒸汽管道入口蒸汽压力大致在6.4～7.3 MPa范围内，温度为281 ℃，查阅蒸汽特性参数表可知对应声速为493.4 m/s。查阅文献得知，管路连接中，与较大容器（例如储气罐）相连的一端可视为开端，与较小容器（例如阀门）相连的一端则可视为闭端。据此汽辅泵蒸汽管道与汽水分离器相连的一端视为开端，与调节阀相连的一端视为闭端。

按照上述方法及参数设置边界条件，最后求解三种工况下入口蒸汽管线汽柱固有频率，仿真结果如表2所示。

图10　4号汽动泵蒸汽流程示意图

表2　蒸汽管线汽柱固有频率仿真结果

从表2中注意到，除“阀237关、阀238开”工况外，另外两种工况下，蒸汽管道汽柱固有频率的第四阶汽柱共振固有频率都接近77 Hz。根据统计信息，在53次验收试验中，管道发生异常振动的次数为8次，其中阀237开、阀238关的状态下发生了5次；阀237开、阀238开的状态下发生了3次；阀237关、阀238开的状态下发生了0次。也就是说，发生管道异常振动的工况下，汽柱存在接近77 Hz的模态（78.8 Hz与79.9 Hz），考虑到所建立模型与现场存在差距，且有限元仿真存在一定的误差，因此可以认为现场蒸汽管道汽柱存在77 Hz的固有频率。印证了对401大修管道异常振动机理的假设。

由上述可知，在管线结构确定的情况下，影响汽柱固有频率的因素主要为声速，蒸汽压力、温度以及水分含量变化时，其对应的声速也随之变化[2]。402大修时故障频率为69 Hz，推测由于蒸汽物理参数的变化，使得蒸汽管线汽柱固有频率发生变化。

3.3　汽柱瞬态仿真及验证

根据故障机理假设，在阀门瞬态动作下管道内的汽柱包含有77 Hz的压力脉动，因此使用MATLAB数值仿真瞬态扰动在汽柱内的传播情况，计算其频率，并通过实验验证，进而验证此假设。

（1）仿真原理

空气中的压力脉动即为声波，同理，压力脉动在空气中的传播速度即为声速。根据声学传播知识，当声波传播至硬边界（如声学中的闭端）时，在硬边界附近，空气将被压缩，入射波的质点速度在碰到边界时如同发生弹性碰撞，质点运动速度将会反向，反射波也使空气被压缩，所以在硬边界上，反射波质点速度与入射波质点速度相位相反，反射波声压与入射波声压同相位。

当声波传播至软边界（如声学中的开端）时，入射波质点的速度指向软边界，但入射波质点在碰到分界面时好像非弹性碰撞一样，还会“过冲”，结果反射波的质点速度就使得界面处的媒质呈稀疏相，所以在软边界上，反射波质点速度与入射波质点速度的同相位，反射波的声压与入射波的声压相位相反。假设压力扰动较小，因此压力脉动传播速度恒定，无论相位如何变化其绝对值大小为恒定。

（2）验证试验

MATLAB数值仿真时，假设了压力扰动为瞬态冲击信号，且认为压力扰动在管道边界上发生完全反射，将管道的边界假设为理想的“硬边界”或“软件界”。这些假设都是对现实情况的简化或理想化，为验证数值仿真结果的准确性，搭建试验台进行瞬态声学实验[3]，以验证MATLAB数值仿真结果。

管道长度为1 000 mm，内径为81.6 mm。管道一端用纸板封闭，并用胶带缠绕以保证气密性，作为封闭端；另一端不做处理，仅放置噪声传感器采集管道开端的声压，作为开放端。敲击封闭端纸板作为瞬态激励，采集管道另一端的声压并对采集得到的压力脉动进行傅里叶变换，得到管道瞬态响应的频谱图[4]。声压信号的时域图和频谱图如图11所示。

图11　汽柱瞬态响应图

由上图看出，瞬态响应确实和数值仿真结果预测的一样，可以激发汽柱各阶频率。而实验与仿真的不同之处在于，实验结果中被激发的各阶频率的幅值是随着频率增大而衰减的。将MATLAB数值仿真结果与实验结果进行对比，如表3所示。

表3　瞬态激励仿真频率对比

由上表看出，实验与仿真结果相近，相对误差最大为5.49%。因此仿真结果是可信的。综合仿真及实验结果，瞬态激励将激发管道的各阶固有频率。

3.4　本章小结

本章首先通过仿真与实验结合的方式计算简单管道的汽柱固有频率，进而验证仿真结果的可靠性；然后仿真计算4号汽动泵汽辅泵蒸汽管线汽柱固有频率，发现在发生管道异常振动的工况下，管道存在与故障频率接近的汽柱固有频率。

其次，为验证故障假设中所提出的“阀门瞬态动作激发了管道各阶固有频率”的假设，开展了汽柱瞬态扰动响应的仿真与验证。通过MATLAB编写程序进行数值仿真，仿真压力突变在管道内传播的过程，并计算其所激发的压力脉动的频率，结果表明，瞬态激励将激发管道的各阶固有频率。

4　阀杆控制系统频相试验（控制反馈）

为验证“阀杆控制系统相应特性将会放大阀杆振动中故障频率成分”这一假设，使用激振器模拟压力脉动对阀杆的作用力，对阀杆控制系统开展扫频实验和变激励力实验，并对实验结果进行分析，以验证上述假设。

4.1　试验装置介绍

试验设备包括505控制器，用于接收转速探头发出的信号计算后得到转速，并通过PID控制发出阀杆控制信号，调节阀杆高度。在实验准备时，使用信号发生器向505控制器发送转速信号以控制阀杆高度；在实验过程中，使用信号发生器向505控制器发送稳定转速信号使阀杆位置稳定以便实验的进行。

505控制器发出的阀杆控制信号首先经过电气转换器，将电信号转换为气压信号。电气转换器的气压信号输入至定位器作为输入，在定位器内实现气压信号与阀杆位置的对比，进而输出反馈气压信号进入气动执行机构。定位器安装于气动执行机构上游（见图12）。

图12　气动执行机构简图

在气动执行机构内部，气压被转换为机械运动，推动阀杆动作。而阀杆与执行机构的凸轮相连，当阀杆运动时，凸轮也将发生转动，从而顶起定位器弹簧，实现阀杆位置信息向定位器反馈的作用。在本次实验中，使用激振器对阀杆控制箱系统的阀杆进行激励以模拟作用在阀杆上的压力脉动。试验装置流程如图13所示。

激振器与阀杆中间串接力锤作为力传感器采集激振器产生的激振力。在定位器与气动执行机构之间的气路接入动态压力脉动传感器采集定位器向气动执行机构输出的气压变化。而在阀杆上利用磁座安装振动加速度传感器，采集阀杆的振动加速度信号。

图13　试验装置图

4.2　变激励力试验

控制系统的反馈环节参与控制需要足够大的外界激励力。因此本实验开展变激励力实验，选定特定频率作为激振器的激振频率对阀杆进行激励，激振器的驱动电压由0 V缓慢线性升至20 V。与此同时观察所采集的各信号RMS值趋势以及振动信号与反馈气压信号的相干系数变化趋势。实验选取与故障频率接近的两个频率70 Hz和80 Hz以及日常运行时阀杆高度13 mm进行试验。

虽然实验中将激振器驱动电压自0 V线性增大至20 V，但从实验结果中可以看出，所采集得到的激振力并非随着时间线性增大，推测所采集得到的激振力并非完全由激振器提供，还包含阀杆受反馈控制影响后运动而产生的力。且随着时间的推移，振动与反馈气压的相干系数基本呈现逐渐增大并最终稳定在接近1.0的趋势[5]，如图14所示。进一步确认了随着激振力的增大阀杆控制系统的反馈控制逐渐参与控制并影响振动的结论。

在发生突跳的工况下，可以看到相干系数是随着时间逐渐增大的。推断在这些工况下，阀杆控制系统更为敏感，在外部激励力较小时可将振动控制在一定范围内，但随着外部激励的逐渐增大，反馈控制最终无法抑制振动并导致系统失稳。

4.3　气动执行机构固有频率计算

根据上节试验，变激励实验结果表明，阀杆抬升高度为13 mm，激振力频率为70 Hz或80 Hz的情况下，若激振力足够大，系统将发生失稳。证实了反馈控制系统对67～87 Hz频段更为敏感。

而从扫频频响分析中我们可以看到，阀杆控制系统在67～87 Hz频段内并无明显的固有频率。考虑到扫频实验中，激振器激励位置为阀杆，实验中所激发的各阶模态受机械模态影响较大。当反馈压力以一定频率变化时，反馈压力传播路径中机械模态的对其传播的影响可能是次要的，气体固有频率对反馈压力的影响可能更大。阀杆控制系统中，反馈压力自定位器输出，输入至气动执行机构气室，并通过改变气动执行机构气室气压推动橡胶薄膜最终推动阀杆动作[6]。

因此，对气动执行机构进行拆解，测量气室尺寸，并进行三维建模。将气室的进气口边界条件设置为开端，而气室与薄膜、气动执行机构壳体的接触面设置为闭端，计算该气室的气体固有频率。

表4　气动执行机构内部气室气体固有频率

从表4中可以看出，气动执行结构的气体固有频率存在76.2 Hz以及69.5 Hz，与401、402大修管道振动频率相近。由此，可以得出结论：当阀杆控制系统所受激励力接近76.2 Hz以及69.5 Hz时且激励力足够大时，反馈压力将参与控制并产生气体共振，导致反馈控制系统更加敏感。

4.4　本章小结

变激励力实验得出结论：反馈压力参与控制的程度随激振力增大而增大；阀杆抬升高度为13 mm时，阀杆控制系统对67～87 Hz频段的外部激励较为敏感；若外部激励力足够大，系统更可能失稳，放大外部激励。利用有限元仿真计算气动执行机构气室的气体固有频率，发现其一阶气体固有频率为76.2 Hz，与所提出的阀杆控制系统敏感区间（67～87 Hz）以及汽辅泵管道异常振动频率77 Hz皆较为接近。满足汽柱共振持续产生的条件。

5　数据对比及总结

5.1　403大修监测振动数据对比

为监测蒸汽管线振动与其他相关部件的关系，分别在402大修和403大修对4ASG003PO/4号汽动泵启动试验进行监测，同时对管道支撑、泵体、调阀、气动头端盖、阀门测点进行振动监测。403大修时，该核电厂对4号汽动泵进行了活塞环结构换型、起泵前充分疏水以及延长起泵间隔时间等相关措施，振动数据对比如表5所示。

表5　403大修启泵振动数据对比

*注：401大修只监测到一次管线振动数据。

401大修，4号汽动泵共起泵53，其中发生管道振动过大有8次，根据现场测试发现管道振动频率主要为77 Hz及其倍频，更换泵体转速探头后得到解决。402大修共起泵35次，其中只有1次发生管道振动过大现象，管道振动频率主要为69 Hz及其倍频。403大修电厂对活塞环结构进行了优化，共起泵2次，且均未发生管道振动过大现象。

5.2　总结

针对该核电厂汽辅泵入口蒸汽管线异常振动问题，开展了故障原因分析及治理工作。得出如下结论：

（1） 401大修4号汽动泵汽辅泵管道异常振动问题的故障机理：汽辅泵转速探头在温升过程中存在信号突跳故障，向阀杆控制系统发送虚假转速突跳信号，为控制转速至目标值，阀杆控制系统控制阀杆执行瞬态动作，阀杆的瞬态动作激发入口蒸汽管线内部汽柱各阶固有频率的压力脉动，压力脉动作用在阀杆，由于阀杆控制系统频响特性，阀杆振动中与故障频率接近的成分被放大并与入口蒸汽管线汽柱相互作用，持续激发汽柱共振，最终形成强烈的自激振动，并表现为入口蒸汽管线振动过大。转速探头更换后，该类故障现象消失。

（2） 402大修期间4号汽动泵汽辅泵管道出现的异常振动问题，与401大修管道振动机理不同之处在于激励源。结合理论假设、仿真分析及403大修解体检查结果，对402大修管道异常振动机理推理如下：主汽门热态膨胀卡涩引发汽锤，汽锤激发入口蒸汽管线内部汽柱各阶固有频率的压力脉动，压力脉动作用在阀杆上，阀杆控制系统与管线汽柱共振耦合，最终导致管线振动异常。403大修期间，通过采取了活塞环结构换型、延长起泵间隔时间以及起泵前充分疏水等措施，两次起泵试验均无管线振动过大问题出现。

综上所述，通过本文研究，提出了管线异常振动机理，并通过数据测试分析、有限元仿真及实验研究验证了上述假设，在此基础上提出改进措施，成功解决了4号汽动泵蒸汽管线振动异常问题，为同行机组解决类似问题提供了良好的借鉴意义。

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Study on the Abnormal Vibration Mechanism of the Pipeline of the Auxiliary Feedwater Turbine Driven Pump in a Nuclear Power Plant

LIU Xing1，RAO Jianmin1，WANG Xiufeng2，TANG Guoyun2

（1. Fujian Fuqing Nuclear Power Co.，Ltd.，Fuqing of，Fujian Prov. 350300，China；2. School of Mechanical Engineering，Xi’an Jiaotong University，Xi’an of Shaanxi Prov. 710049，China）

The auxiliary feedwater turbine driven pump is one of the engineered safety features of nuclear power plant，which can supply water to the steam generator of the secondary circuit in a passive way under extreme conditions. The vibration of the pipeline of the auxiliary feedwater turbine driven pump in a nuclear power plant was found first time in China. Based on the analysis of the abnormal vibration mechanism of the steam auxiliary pump pipeline，a hypothesis of causing pipeline vibration was put forward. The hypothesis was verified by data test and analysis，the finite element simulation and experimental study. After the corresponding improvement measures were put forward，the problem of abnormal pipeline vibration was completely solved.

Auxiliary feedwater turbine driven pump；Pipeline vibration；Vapor column resonance

TL48

A

0258-0918（2022）01-0070-12

2020-12-15

刘星（1984—），男，江苏邗江人，高级工程师，学士，现主要从事核电厂水泵技术管理方面研究