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某核電廠按照預防性維修規(guī)劃，更換高壓安注球閥的兩側(cè)閥座，回裝后閥門空載和初次負荷試驗都合格（閥門開啟時間< 10 s），但在大修結(jié)束運行階段的定期邏輯試驗中，閥門出現(xiàn)不能打開，嘗試多種干預手段（調(diào)整閥體法蘭間隙、出口法蘭加熱、銅棒敲擊等）失效后，按電站規(guī)定，機組被迫降功率進人小修，并對故障閥門進行解體檢查。
根據(jù)技術(shù)規(guī)格書規(guī)定，在發(fā)生主系統(tǒng)LOCA事件時，高壓安注球閥須在10 s內(nèi)全開以保證安注系統(tǒng)可用。所以該閥需要通過定期邏輯開關(guān)試驗來驗證閥門的功能，如閥門故障不能打開或開啟時間超過10 s,且8 h內(nèi)不能恢復，則機組必須降功率，并在24 h內(nèi)進人冷態(tài)卸壓模式。故障閥是8寸600 磅級核3級三段式對接焊軟密封氣動球閥。按設(shè)計要求，在設(shè)計壓差4．2 MPa（進口側(cè)）工況下，閥門的開啟力矩不超過 12傭N•mo氣動執(zhí)行機構(gòu)為活塞式單作用氣缸，失氣彈簧開，由氣缸彈簧的回彈力驅(qū)動打開閥門，氣動執(zhí)行機構(gòu)輸出初始開啟力矩為2070 N • m，行程末端開啟力矩1071N • m。維修手冊中明確閥門安裝時，閥座與球體之間必須使用推薦的潤滑脂KRYTOX GP 05。閥體兩側(cè)法蘭螺栓的預緊力矩要求為 171 N•m,在此預緊力矩下，可保證閥體兩端法蘭與閥體的安裝間隙為0。
閥門解體從系統(tǒng)拆除前，力矩扳手手動測試閥門開啟力矩大于20開N • m，遠超出過設(shè)計值。同時測試氣缸彈簧輸出開啟力矩能達2000 N•m以上，其滿足設(shè)計要求，這樣就排除了氣動執(zhí)行機構(gòu)降級導致輸出力矩不足的可能。隨后系統(tǒng)卸壓解體閥門，閥前后連接不銹鋼管道內(nèi)部干凈，閥座和閥球表面涂抹了充足的潤滑脂，球體、閥座均完好，僅有輕微的接觸劃痕，沒有明顯腐蝕現(xiàn)象，其余部件也完好。鑒于本次大修中只更換了閥座，初步判斷，新舊閥座的備件差別是導致閥門啟動扭矩增加，無法開啟的主要原因，后復用回裝了舊閥座（無缺陷），測試帶載閥門啟動扭矩不到500 N • m，能快速打開，鎖定新閥座與舊閥座的尺寸差別即為本次閥門故障的最終原因。
對新舊閥座進行多方面檢測比較，發(fā)現(xiàn)新舊閥座的材料、摩擦因數(shù)、彈性模量、大部分尺寸等相差不大，主要差異有以下幾點
（1） 閥座內(nèi)曲面半徑R存在較大差別，舊閥座R為125 mm, 新閥座R為121 mm，相差4mm
（2） 在受相同閥球正壓力的情況下，新閥座的軸向變形量明顯小于舊閥座，即新閥座的軸向剛度明顯大于舊閥座。這與內(nèi)曲面半徑不同有較大關(guān)系，因為內(nèi)曲面半徑的減少，會導致閥座內(nèi)圈伸出法蘭內(nèi)徑的懸臂梁部分的厚度增大，閥座的抗彎截面系數(shù)相應(yīng)增大。
（3） 有潤滑劑條件下，閥門的啟動扭矩明顯小于無潤滑劑狀態(tài)，但在有潤滑脂的情況下，啟動扭矩的值有明顯的時間效應(yīng)，試驗初期的啟動扭矩很小，扭矩隨著靜止時間的增加逐漸增大，最終會出現(xiàn)一個相對穩(wěn)定的啟動扭矩值，這與實際故障情況相符。
根據(jù)閥門結(jié)構(gòu)形式，建立受力分析圖（圖D，含義見表1。閥門結(jié)構(gòu)完全對稱在垂直方向受力互相抵消，力學分析模型只考慮水平方向的載荷。左右閥座采用同批次備件尺寸相同。安裝后法蘭與閥體為緊密配合，61，62即為安裝后左右閥座的實際軸向壓縮量。同一閥座,d3的值會隨著壓力N卜3（等于櫞D的增大而增大，其增大值與閥座的內(nèi)曲面半徑和剛度有關(guān)。加載后，如進口閥座與閥球未脫離，庳介的值等于萬/4）2，其值為常數(shù)，如進口閥座與閥球脫開，N介的值等于椒丌（4）2，其值隨d3變化
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高壓安注球閥結(jié)構(gòu)為浮動式球閥，在關(guān)閉狀態(tài)進口側(cè)加壓的情況下，球體是否與左閥座脫開，對閥門的受力分析計算有很大影響，所以判斷球體與左閥座是否脫離非常關(guān)鍵。在介質(zhì)加壓下，球體與左閥座是否脫離，與閥門的預緊間隙52和閥座在球體軸向壓力下的變形曲線有關(guān)，閥座在球體壓力下的變形結(jié)構(gòu)簡圖如圖2，相當于一個懸臂梁的端部受壓后的彎曲變形，由于閥座為非金屬材料，閥座與閥球相互作用力的分布面積會隨力的增大而增大，力臂b的有效值則漸小，且閥座也不是完全的線彈性材料，所以閥座的軸向變形率會隨力的增大而變小，并不是單純懸臂梁模型的線性關(guān)系。
如球體與左閥座完全脫離，介質(zhì)對球體的作用力N介： 32/4，此力作用在右閥座上，右閥座的產(chǎn)生的變形量為如63 5 2=囫：，表明球體與左閥座未脫開；如=囫： ，則表明球體與左閥座脫開。
（1）、介質(zhì)未加載前。閥門在安裝預緊間隙下，設(shè)球體受左右閥座的正壓力分別為N2一為1，弘1 0 1 安裝后左閥座的實際軸向壓縮量，為安裝后右閥座的實際軸向壓縮量，因為，左右閥座性能尺寸相同，所以《：《球體兩側(cè)的總預緊壓力為N2一汁咗1。 《（櫞D的值可通過該批次的閥座受力變形曲線來確定。 （2）、介質(zhì)壓力加載后。假設(shè)此時球體受左右閥座的正壓力為 六N，介質(zhì)對閥球的有效作用力為N介'，如閥座的變形曲線為線性，則N2一[ '：N2司介'/2，蘇《'：汁介'/2。球體兩側(cè)的總預緊壓力[ '+N2一在N2一汁咗1，表明如閥座的軸向變形是線性的，介質(zhì)加載后總預緊壓力不變。實際上閥座的變形是非線性的，此時 '為：一介'/2+A，3：啊+庳介' /2 +ANO實際球體兩側(cè)總的預緊壓力1 ' '：汁櫞汁2A如右閥座為剛性體， 2AN為最大值，此時2厶№庳介'。表明油于閥座的軸向變形是非線性的，介質(zhì)加載后總預緊壓力會比初始安裝預緊力增加2厶N, 2A由閥座非線性變形協(xié)調(diào)引起，其值在0（線性）和庳介'（剛性）之間，只要確定N的曲線，即可推算出較為正確的A值。其中 ' 介 等于介質(zhì)對球體的直接作用力庳介加上介質(zhì)對左閥座的作用力傳遞給球體的分量，計算公式介'介+0•5一）/4： 2/4 •5×P“（2一2）/4。
此情況下，左閥座對球體的正壓力為0．右閥座對球體的作用力即為介質(zhì)對球體的作用力N介，介：仃a32/4，此值即為閥座對球體的總預緊力。
新舊閥座安裝后的總預緊間隙根據(jù)閥座、球體、閥體尺寸（圖3）計算得出。由于舊閥座存在變形殘留，為便于計算比較，參考了設(shè)計值，總預緊間隙統(tǒng)一取中間值1.6 mm, 即6 2）取0，8 mmo其余計算參數(shù)，介質(zhì)壓力取系統(tǒng)設(shè)計壓力 4，2 MP，法蘭與閥座的接觸內(nèi)徑d2根據(jù)舊閥座的接觸痕跡線測量 取174 mmo
系統(tǒng)加載后球體與左閥座是否脫開圖3閥座幾何尺寸根據(jù)計算參數(shù)和圖表，舊閥座的63為1.2 mm，新閥座的為0•82 mmo由4」的公表2位移一預緊力有限元計算數(shù)據(jù)位移/ ] 預緊力 NC舊閥座長時壓縮） 預緊力N（新閥座長時壓縮 ）式判斷出，在安裝新或舊閥座時，系統(tǒng)加載后閥門的球體均未與左閥座脫開。
根據(jù)有限元分析結(jié)合N-ö曲線數(shù)據(jù)分別計算舊閥座和新閥座的啟動扭矩結(jié)果見表3和表4，從中可以看出，無論新舊閥座，在無潤滑狀態(tài)下的操作扭矩均遠大于有潤滑狀態(tài)下的操作扭矩值。同時由于新舊閥座內(nèi)曲面半徑R的變化，直接導致了閥門的操作扭矩發(fā)生了明顯的不同，新閥座明顯大于舊閥座。
閥座采購驗收時，首先應(yīng)嚴格控制內(nèi)曲面半徑，并確定驗收標準。同一批次數(shù)量應(yīng)多一些，并通過計算和試驗確定該批閥座的N曲線，新閥座的軸向剛度曲線應(yīng)優(yōu)于舊閥座。通過建立模擬工況裝置，對采購的閥座按一定比例進行驗證確認，以確保閥門的核安全功能完整和電廠的經(jīng)濟效益。
