國內某核電站采用的是 CPR1000 壓水堆核電機型，汽輪機廠家根據(jù)《汽輪機性能試驗規(guī)程》（ASME PTC-6）提供性能試驗性能修正項，將試驗測量電功率修正至設計熱力系統(tǒng)和設計參數(shù)下，得到汽輪機性能考核試驗結果。在某核電站 A1 機組調試期間，試驗結果為 1075.81MW，低于設計值（1086MW）約 10.19MW，但同類型 B1 機組性能考核試驗結果高于設計值。本文通過對 A1、B1 二回路熱力系統(tǒng)對比分析，明確了機組異常問題的分析處理方向，結合現(xiàn)場排查處理驗證情況，#后確定了問題的主要原因及建議處理措施。

 

1 汽輪發(fā)電機組性能考核試驗介紹

核電站熱力循環(huán)系統(tǒng)如圖 1 所示。所用的汽輪機為飽和蒸汽、飽和蒸汽、單軸、三缸、四排汽、中間再熱、半轉速核電汽輪機，由 1 個雙流道高壓缸（HP）和 2 個雙流道、雙排汽低壓缸（LP）組成。

滿功率運行狀態(tài)下，蒸汽發(fā)生器產(chǎn)生的飽和蒸汽進入高壓缸膨脹做功，從高壓缸流道的第 6 級后抽取部分蒸汽送到 7# 高加和汽水分離再熱器用于加熱給水和 MSR（汽水分離再熱器）一級再熱，從高壓缸流道的第 9 級后抽取部分蒸汽送到 6# 高加用于加熱給水。高壓缸的排汽一部分送往除氧器，大部分排往位于低壓缸兩側的 2 臺汽水分離再熱器，經(jīng)汽水分離后進入兩級再熱器再熱，再熱汽源來自高壓缸抽汽和新蒸汽。從汽水分離再熱器出來的過熱蒸汽進入低壓缸內繼續(xù)膨脹做功。從低壓缸流道第 3 級后、第 5 級后、第 7 級后和第 9 級后抽汽分別送至 4#、3#、2# 和 1# 低壓加熱器進行加熱凝結水。低壓缸的排汽排入冷凝器，并被海水冷卻成為凝結水。

 

凝結水由凝結水泵抽出升壓后經(jīng)疏水加熱器和四級低壓加熱器被加熱后，送到除氧器，混合式除氧器通過高壓缸排汽實現(xiàn)對凝結水的加熱和除氧作用，主給水泵從除氧水箱底部吸水，將水升壓后經(jīng) 6# 和 7# 高壓加熱器進一步加熱，#后通過給水流量調節(jié)閥進入蒸汽發(fā)生器二次側，吸收反應堆冷卻劑熱量轉變成飽和濕蒸汽，再進入主蒸汽系統(tǒng)，從而完成熱力循環(huán)。電站實際運行中，各項熱力運行參數(shù)偏離設計參數(shù)，這種偏離會對試驗結果產(chǎn)生影響，結廠家給出的修正項，考慮電廠機組出力的考核針對的為常規(guī)島汽輪發(fā)電機組整體（含輔機），因此修正項目只需考慮常規(guī)島前后的邊界條件，包括功率因數(shù)、主蒸汽壓力、主蒸汽濕度、熱功率、循環(huán)水進水溫度、循環(huán)水流量等。

 

2 熱力系統(tǒng)運行對比分析

2.1 考核試驗整體對比

采用 A1、B1 單次考核試驗數(shù)據(jù)對比如表 1，A1 修正性能考核試驗結果較 B1 偏低 27.8MW。根據(jù)文獻分析，鑒于主蒸汽壓力對機組功率的修正可能存在偏差，剔除主蒸汽壓力的修正項后，A1 修正后出力比 B1 偏低 22.6MW。由 2 臺機組的修正出力偏差可知，影響#大的為熱功率，主蒸汽濕度、循環(huán)水溫度、流量和功率因素對機組出力影響較小。

2.2 熱功率測量對比

A1 和 B1 試驗熱功率與 KME（熱工儀表測量系統(tǒng)，能夠通過二次側熱工參數(shù)反算一回路熱功率，電廠實際運行控制參考值）計算方法相同，2 臺機組試驗熱功率與 KME 測量值均存在一定偏差，其中 A1 試驗測量值比 KME 值偏小 9.1MW，而 B1 試驗測量值比 KME 值偏小 4.5MW，通常 1MW 熱功率影響電功率約0.4MW，這可能是由主給水流量孔板差壓不同引起。2 臺機的給水流量差壓分析表明（表 2），B1 機組差壓測量一致性較好，A1 機組二環(huán)路與對側儀表測量數(shù)據(jù)與 KME數(shù)據(jù)有 1.83kPa 的偏差，影響熱功率約 9.15MW，影響電功率約 3.66MW。主給水流量采用流量孔板閥測量系統(tǒng)，其測量誤差是 KME 測量誤差的#大來源�，F(xiàn)場流量差壓變送器（這里的流量差壓變送器其實就是孔板流量計中配套的智能差壓變送器，以下簡稱流量差壓變送器）、主給水流量孔板安裝前校驗合格，偏差可能與孔板閥測量系統(tǒng)制造、安裝相關，也與孔板片在運行期間迎面角的磨損、迎面光潔度的變化、孔板結垢、給水管道結垢等因素相關。

2.3 二回路輔助系統(tǒng)對比

（1）回熱系統(tǒng)熱力性能對比�；責嵯到y(tǒng)能夠確保熱量的有效回收，影響其性能的參數(shù)主要包括蒸汽管道壓降、加熱器端差、等給水焓升分配等。抽汽管道壓降增大、加熱器端差增大，相當于抽汽點前移，做功量降低。對比 2 臺機組的回熱系統(tǒng)參數(shù)分析表明（表 3），回熱系統(tǒng)性能接近且優(yōu)于設計值，對回熱系統(tǒng)的上下端差進行功率修正，A1 修正量為 -0.2MW，而 B1 為 0.8MW，對機組出力的影響不明顯。

（2）再熱系統(tǒng)熱力對比。再熱系統(tǒng)即為汽水分離再熱器及附屬管道，系統(tǒng)主要目的是除濕、再熱，降低低壓缸排汽濕度，提高汽輪機效率。在設計上，要求汽水分離再熱器的分離效率要高，再熱壓損和端差要小，再熱器第四管程掃汽流量合理。

對比表明 2 臺機組再熱系統(tǒng)性能均優(yōu)于設計值（表 4），表現(xiàn)為端差較小，過熱度大于設計值。且 A1 的過熱度大于B1，從而對 A1 的低壓缸做功有利。但再熱系統(tǒng)作為整個熱力系統(tǒng)的一份子，其性能優(yōu)良是以多抽汽為代價。進一步分析發(fā)現(xiàn)，A1 的高再、低再抽汽流量（78.47kg/s、81.30kg/s）均大于 B1（71.20kg/s、78.93kg/s），引起 MSR 出口蒸汽溫度偏高約5.4℃。高壓再熱器和低壓再熱器抽汽量增加，引起高壓缸做功蒸汽量減小，反而降低機組經(jīng)濟性，因此需根據(jù)第四管程掃氣溫差調整抽汽流量。

（3）冷凝器熱力性能對比。冷凝器運行性能的優(yōu)劣，主要表現(xiàn)在冷凝器壓力、凝結水過冷度和凝結水品質等。冷凝器循環(huán)冷卻水水質、海生物滋生（清潔系數(shù)降低）、空氣漏入、換熱管堵管等因素影響，熱力性能下降較快，#終將引起汽輪機排汽壓力升高，機組功率降低。參考冷凝器性能試驗標準計算分析結果如表 5，2 臺機組修正后背壓分別為 6.96kPa 和 6.16kPa，均大于冷凝器計背壓，影響電功率約 9.2MW 和 2.7MW。A1 冷凝器的端差和過冷度均較 B1 大，A1 清潔系數(shù)為 0.55，稍小于 B1 的0.74，顯示 A1 投運后冷凝器性能稍差于 B1。實際運行工況下二回路溶氧含量在優(yōu)秀值以下，且冷凝器嚴密性試驗結果優(yōu)秀，基本排除真空側泄漏的可能，因此需重點關注冷凝器鈦管污垢情況。

2.4 汽輪機本體性能對比

根據(jù)文獻，汽輪機特征通流面積對比，如表 6，A1 的高壓缸 3 個通流級段通流面積均較 B1 偏大，#大為第二級段，但相對于設計值偏差不大。A1低壓缸第3、4 級相對于設計值和 B1 均較大，其余幾級偏差不大。通過對高低壓缸設計文件、制造完工報告核查，確認 2 臺機組設計一致，通流尺寸超差均在允許范圍內。利用大修窗口對高壓缸內部通流進行檢查，未發(fā)現(xiàn)中分面有明顯汽流沖蝕痕跡，對前四級喉寬和通流間隙復測確認均符合技術要求。因此，除低壓缸第 3、4 級段外，汽輪機本體特征通流面積在合理偏差范圍內。

一般來說，核電機組熱功率越高，主蒸汽壓力越低，在熱功率一定情況下，一級前壓力低，可能由于高壓缸通流偏大或實際熱功率偏低造成。對主調閥前后參數(shù)對比如表 7所示，A1 蒸汽發(fā)生器出口壓力及調閥前主蒸汽壓力均高于B1，但調門開度低于 B1，一級前壓力也低于 B1，高壓缸各抽汽口壓力普遍比 B1 偏低。鑒于高壓缸通流偏差不大，懷疑實際熱功率偏低，即測量熱功率虛高，對比推測 A1 的主給水流量測量存在偏高的可能。

2.5 閥門、疏水器內漏

試驗數(shù)據(jù)分析熱力系統(tǒng)不明泄漏率低于 0.026%，符合ASME PTC-6 試驗規(guī)程中不明泄漏率不超過 0.1% 的要求。參考文獻對常規(guī)島熱力系統(tǒng)進行了內漏檢查，確認 A 類閥門存在 5 個內漏、B 類閥門疏水器存在 24 個內漏。此外，系統(tǒng)熱靜力疏水器存在頻繁觸發(fā)高液位報警的情況，報警頻率達到15 ～ 20min/ 次（設計 60min/ 次），VVP107/108SN 甚至長期報警無法復位，這會導致蒸汽從疏水旁路排放，影響機組效率。

 

3 現(xiàn)場排查處理

基于以上分析，利用合適窗口，進行了針對性的排查處理，如下：

（1）針對 ARE 主給水流量壓差左右側偏差較大問題，執(zhí)行了引壓管線對稱改造、取壓口毛刺處理、儀表隔離閥解體檢修，左右側壓差偏差降低到 0.5% 以下。

（2）針對主給水流量測量孔板片可能存在的污垢、磨損等問題，大修期間執(zhí)行了解體檢查和更換工作。

（3）針對回熱系統(tǒng)抽汽流量偏大，根據(jù)第四管程溫差控制掃氣閥開度，降低高再、低再抽汽流量至合理水平。

（4）針對凝汽器傳熱性能偏低，大修期間執(zhí)行了膠球沖洗，提升了凝汽器傳熱性能。

（5）針對閥門內漏及疏水器頻繁波動，大修期間執(zhí)行了閥門、疏水器解體檢查，消除密封面沖蝕、疏水器閥芯夾渣、疏水器旁路閥沖蝕異常，增大了熱靜力式疏水器閥芯行程、優(yōu)化液位開關布置，將閥門內漏及疏水器波動調整到了正常水平。

 

為驗證主給水流量測量的準確性，引入引入 AMAG 公司（Advanced Measurement & Analysis Group Inc.）超聲波流量計對主給水流量進行了驗證。其原理是在主給水管道的上下游安裝多組超聲波測量探頭（圖 2），超聲波流量計在 A 和 B 捕捉渦旋信號并計算出 τ，從而計算出流體流量。

式中，qm 為管道流體流量，kg/s；Co 為流型修正系數(shù)，無量綱；A 為管道面積，m2；ρ 為流體密度，kg/m3；L 為上下游長度，m；t 為同一個渦旋信號進過 A 和 B 探頭所用的時間，s。

通過比較 2 種測量方式測量主給水流量的流量數(shù)據(jù)，得知 2 環(huán)路流量偏差#大，為 10.44kg/s，其他 2 個環(huán)路偏差較小且穩(wěn)定。整體上相比超聲波流量計，孔板測量流量偏高大約 1%。其測量不確定度受管道焊縫、粗糙度、現(xiàn)場噪聲帶來的流型系數(shù)的不確定度影響，修正后 3 個環(huán)路不確定度分別為 0.40%、0.43%、0.82%，考慮孔板測量流量不確定為0.77% 左右，可以確定二環(huán)路孔板測量流量存在虛高，一、三環(huán)路孔板測量流量存在虛高的可能。

 

4 結語

綜合以上分析排查處理，基本消除了 A1 機組熱力系統(tǒng)存在的內漏和不合理運行狀態(tài)，其發(fā)電能力提升了約 5MW，但與設計值還存在一定偏差。根據(jù)超聲波流量計直接驗證及其它參數(shù)佐證，已基本鎖定主要原因為主給水流量測量虛高，該虛高可能與孔板閥制造、安裝有關，受制于現(xiàn)場布置，無法采用有效的排查手段，后續(xù)建議通過對主給水流量孔板閥采取包絡性更換，參考孔板流體測量的要求，對拆下孔板閥進行進一步的檢查，以鎖定根本原因。