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(福建福清核電有限公司，福建福清 350318)

0 引言

反應堆冷卻劑泵(簡稱主泵，下同)是壓水堆冷卻劑環(huán)路系統(tǒng)中唯一高速運轉的機械設備，用于驅(qū)動帶有放射性的高溫高壓冷卻劑，以便其將反應堆產(chǎn)生的熱量傳遞給二回路介質(zhì)。作為提供動力的主泵電機，無疑起到“心臟”的作用，其性能的好壞將直接影響到主泵的穩(wěn)定、有效及安全運行，進而影響到核電廠的整體運行工況。

1 電機試驗結構

國內(nèi)某壓水堆核電站所采購的百萬千瓦級主泵電機系國內(nèi)某大型電機廠首次自主研發(fā)、設計及制造。基于三軸承主泵泵組設計結構，電機進行出廠試驗的部件除電機本體外，還包含主泵電機上支座、主泵電機下支座的泵類部件。下面針對電機試驗結構與循環(huán)油系統(tǒng)進行簡要闡述。

圖1 主泵三軸承設計結構

1.1 電機設計結構

電機由定子、轉子、上機架、下機架、導軸承、冷卻器等部分組成。上機架、定子及下機架從上到下組成一體，其中電機的導軸承安裝在上機架內(nèi)，飛輪位于下機架內(nèi)，止逆機構位于電機頂部。電機與主泵共用的雙向推力組合軸承布置在泵與電機的位置，改變了常規(guī)采用的推力軸承布置在電機轉子上端，即轉子支點在上的懸式結構設計思路，故電機總體結構為半傘式，即電機本體內(nèi)僅布置一個上導軸承，承重支點在電機的軸伸位置。

1.2 電機上、下支座結構

基于三軸承主泵設計結構，電機進行出廠試驗的結構除包含電機本體外，還包含主泵電機上支座、主泵電機下支座的泵類部件。電機上支座起到主泵電機支撐作用，其內(nèi)部結構包括雙向推力組合軸承、油箱、油冷卻器等；電機下支座起到電機上支座與主泵泵體的定位作用。通過電機的上、下支座，來保證電機循環(huán)油系統(tǒng)的正常使用，從而實現(xiàn)軸承的冷卻與潤滑功能，并起到調(diào)節(jié)油箱內(nèi)油位作用。

1.3 循環(huán)油系統(tǒng)

電機循環(huán)油系統(tǒng)由主進油管、輔進油管、出油管、電機上油箱組成，其中包含閥門、流量計、止逆閥等零部件。主泵電機啟動時，為防止上導軸承因缺少潤滑油而損壞，須先起動輔進油管潤滑油泵(泄油泵)，由輔進油管向上油箱供油。電機達到額定轉速后，主進油管將向上油箱正常供油，停止輔進油管潤滑油泵，供油任務改為主進油管完成。

2 主泵電機試驗振動問題分析

上述首臺主泵電機在廠內(nèi)進行試運轉過程中，出現(xiàn)了軸振值嚴重超標現(xiàn)象。針對振動超標問題產(chǎn)生的原因，通過多方面的查找、分析，確定了原因并進行了相應的設計與工藝改進，最終使電機的試驗振動滿足設計要求。

2.1 主泵電機振動監(jiān)測

主泵電機進行試運轉過程中，共設置了2個振動監(jiān)測點，監(jiān)測點的位置分別位于電機上機架及電機軸，其中上機架的振動上限值設置為90μm，電機軸的振動上限值設置為120μm。每個振動監(jiān)測點有兩個振動傳感器，分別監(jiān)測X、Y向振動，其中電機軸的傳感器為渦流式的位移傳感器，而電機上機架的傳感器為速度傳感器，具體的位置圖見圖2。

圖2 主泵振動監(jiān)測點

2.2 故障原因分析及處理

2.2.1 故障現(xiàn)象

2012年5月7日，主泵電機在未安裝止逆情況下開始到達額定轉速試運轉，經(jīng)過近3小時試轉后剎車停機，試驗過程中電機軸振普遍在100μm以上，最大時達到127μm。

5月13日，電機在安裝上止逆機構后重新開始試轉，僅過了不到半小時，電機振動即加劇，振動曲線陡升，振動值最大達到140μm，電機被迫剎車停機。

5月18日，電機拆下止逆機構再次開始試轉，電機在試轉1小時后軸振達到最大為134.296μm， 隨后軸振在90～117μm附近波動，剎車停機。

5月20日，電機在重新裝配調(diào)整后開始試轉，當電機達到額定轉速時軸振為76μm左右。持續(xù)一段時間后，軸振變大，在1小時后達到最大，131.675μm左右，隨后剎車停機。

5月22日，電機進行最后一次試轉，到達額定轉速后，軸振最大到135μm左右，上導瓦溫升到72℃左右，將近1小時后停機。

2.2.2 故障原因分析

為查找電機振動的原因，對電機進行了振動數(shù)據(jù)的收集，并進行頻譜分析。通過電機的頻譜圖(圖3)分析，電機在額定轉速狀態(tài)下，上、下方的優(yōu)勢頻率均為1倍頻，其他頻率成分相當小。

圖3 電機頻譜圖

初步分析可能由如下幾個因素引起振動過大。

(1)振動監(jiān)測系統(tǒng)存在問題，主要懷疑振動傳感器的探頭出現(xiàn)松動或損壞；

(2)轉子的剩余不平衡力過大；

(3)電機上導軸承間隙過大；

(4)推力盤端面跳動值偏大。

針對上述的初步原因分析，采取了一系列措施進行設備調(diào)整或工藝上的改進。首先對振動監(jiān)測設備進行再次詳細檢查，確認探頭是否出現(xiàn)松動或損壞；針對轉子的剩余不平衡力，經(jīng)過對電機在試驗期間測得的振動曲線進行分析，發(fā)現(xiàn)電機在試運轉過程的低速轉動狀態(tài)下沒有出現(xiàn)振動突變，根據(jù)生產(chǎn)廠家的過往制造經(jīng)驗，若轉子自身的動平衡存在問題，電機在較低轉速時振動值就會陡升。但是在前述的數(shù)次試轉的過程中，振動值在達到額定轉速前保持在合格范圍內(nèi)且處于穩(wěn)定轉態(tài)，故可基本排除問題來源于轉子本身。

對于上導軸承間隙過大導致振動偏大的可能性，生產(chǎn)廠家在進行的數(shù)次試轉過程中已對上導軸承的間隙做過微調(diào)處理，將間隙值從單邊0.165mm逐漸調(diào)整到0.15mm，但發(fā)現(xiàn)電機在調(diào)整后的后續(xù)試運轉過程中軸振下降幅度不明顯。如果繼續(xù)調(diào)整上導瓦與轉軸的間隙，存在因間隙過小而導致無法滿足運行時軸承部件熱膨脹和動壓油膜建立需求，最終造成瓦溫過高而形成燒瓦的潛在風險，且上導瓦的原供貨商也不建議繼續(xù)縮小導瓦與轉軸間的間隙。

電機試運轉時，推力盤端面的跳動值為0.05mm。試運轉結束后，生產(chǎn)廠家升版相關的擺度工藝守則，將推力盤與轉軸、上半聯(lián)軸器及可拆軸等一同在10m臥車上測量擺度值，將推力盤端面的跳動值調(diào)整到0.02mm。

通過上述的調(diào)整及改進，主泵電機在廠內(nèi)重新進行了試運轉，運轉過程中軸振仍不穩(wěn)定，電機達到額定轉速后的振動值在100μm～110μm之間進行波動。此次試運轉結果反映了之前對造成振動超標的可能因素并不是造成主泵電機軸振偏大的主要原因。

通過進一步的分析與排查，認為轉軸上的部件松動也是引起軸振的變化與不穩(wěn)定重要因素?；诖怂悸?，考慮到由于電機轉軸的下導軸承套筒與轉軸采用冷裝方式，電機運轉過程中或因此套筒松動從而造成了軸振偏大。另外，在設計方過去的四軸承結構泵組設計中，此套筒是在推力盤下方，能夠被聯(lián)軸器和中間套筒軸向頂緊。而此核電項目的主泵泵組采用是三軸承結構泵組設計，該套筒是在推力盤的上方，套筒軸向長度比此段軸最大短0.15mm，軸向是靠套筒上端的“O”型橡膠圈來撐緊，存在高溫下松動的可能。

圖4 三軸承結構圖

圖5 四軸承結構圖

根據(jù)上述的分析，生產(chǎn)廠家通過升版相關的工藝程序改變下導軸承套筒與轉軸的安裝方式，由原先的冷裝改為熱套，并將套筒與轉軸之間的過盈量值固化在0.08～0.11mm。通過上述的工藝改進后，重新進行了電機試運轉，在8小時的試運轉過程中電機軸振的最大值不超過70μm，遠低于上限值，滿足了考核要求，也證明了造成軸振超標的根本原因來自于下導軸承套在電機轉動過程中的松動。

圖6 電機振動曲線圖

3 結語

綜上所述，引起電機振動大的原因是多方面的。就本文所述的主泵電機振動而言，由于是國內(nèi)首家采用百萬千瓦級的三軸承設計結構的主泵電機，在設計、工藝上有著不成熟之處，并且試驗結構與其它類型的電動機有著明顯的區(qū)別。因此，除了分析常規(guī)的引起電機振動大原因外，結合頻譜分析及與其他設計類型的主泵電機相比較，準確判斷出電機振動的根本原因。

通過一系列的分析及解決措施，主泵電機的振動問題得以順利解決，解決了影響主泵電機交貨進度滯后的關鍵障礙，為核電站機組的調(diào)試提供了有力的設備保障。

總結振動故障分析流程，應關注兩點：一是判斷故障的真?zhèn)危捶治鲈O備本身是否出現(xiàn)故障，是否為測振儀表失效造成的假象；二是分析故障的類型，就是分析發(fā)生了什么類型的振動故障，是何種原因所造成的故障，這是故障診斷的核心。對故障類型的診斷，要找主要矛盾，在確保準確的前提下，盡可能明確主要故障，進一步分析并解決。

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