李長軍,張洪生

(中國中原對(duì)外工程有限公司，北京 100044)

輔助給水電動(dòng)泵作為主給水喪失事故中的關(guān)鍵能動(dòng)設(shè)備，對(duì)維持蒸汽發(fā)生器二次側(cè)水位，具有重要的安全作用。中核“華龍一號(hào)”輔助給水電動(dòng)泵根據(jù)系統(tǒng)運(yùn)行要求，與其他堆型泵參數(shù)相比，最大流量點(diǎn)提高，對(duì)應(yīng)揚(yáng)程進(jìn)一步降低，技術(shù)參數(shù)較其他堆型泵設(shè)備參數(shù)更加苛刻。其水力性能要求決定了泵組的整體設(shè)計(jì)難度變大，原水力模型不再適用，故需要重新研發(fā)。國內(nèi)外現(xiàn)有的輔助給水電動(dòng)泵性能參數(shù)對(duì)比情況如圖1所示。

圖1 各堆型輔助給水電動(dòng)泵性能要求對(duì)比圖Fig.1 Comparison of performance requirements of the motor-driven auxiliary feedwater pumps of various reactor types

“華龍一號(hào)”輔助給水電動(dòng)泵苛刻的水力性能要求直接影響了泵組振動(dòng)數(shù)據(jù)指標(biāo)，而振動(dòng)指標(biāo)是決定泵組穩(wěn)定運(yùn)行的重要參數(shù)。根據(jù)巴基斯坦K2/K3項(xiàng)目輔助給水電動(dòng)泵研發(fā)過程，輔助給水電動(dòng)泵的振動(dòng)問題是泵組研發(fā)的難點(diǎn)和重點(diǎn)問題。本文根據(jù)設(shè)備研發(fā)過程中遇到的實(shí)際問題，結(jié)合設(shè)備結(jié)構(gòu)特點(diǎn)，借助頻譜分析進(jìn)行原因排查，利用試驗(yàn)對(duì)比，總結(jié)設(shè)備振動(dòng)問題，優(yōu)化和改進(jìn)設(shè)備結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)，為今后輔助給水電動(dòng)泵及同類型的臥式多級(jí)泵振動(dòng)問題的處理提供一定的參考。

1 設(shè)備設(shè)計(jì)

根據(jù)泵組技術(shù)要求，泵轉(zhuǎn)動(dòng)部件需要設(shè)計(jì)成可抽芯結(jié)構(gòu)；同時(shí)結(jié)合泵組要承受高壓的特點(diǎn)，結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)為臥式、雙殼體、內(nèi)殼體為節(jié)段式的多級(jí)離心泵，機(jī)械密封采用集裝式機(jī)械密封，聯(lián)軸器采用帶加長節(jié)的膜片聯(lián)軸器連接泵和電機(jī)。該泵無外接冷卻水源，采用首級(jí)葉輪抽頭配換熱器的形式對(duì)各發(fā)熱部件進(jìn)行冷卻，抽頭水也作為機(jī)械密封沖洗水而綜合利用[1]。

根據(jù)泵運(yùn)行經(jīng)驗(yàn)，轉(zhuǎn)子始終處于受拉狀態(tài)轉(zhuǎn)動(dòng)穩(wěn)定性最好，故將推力軸承布置在泵吐出高壓側(cè)——非驅(qū)動(dòng)端，剩余2%軸向力以及泵變負(fù)荷情況下可能產(chǎn)生的軸向力由推力軸承承受。為承受可能的二個(gè)方向的軸向力，軸承形式選用雙向瓦推力軸承。潤滑油系統(tǒng)采用軸承推力盤旋轉(zhuǎn)帶動(dòng)壓差的強(qiáng)制潤滑形式。

泵組基本結(jié)構(gòu)圖如圖2所示。

圖2 “華龍一號(hào)”輔助給水電動(dòng)泵基本結(jié)構(gòu)圖Fig.2 The basic structure of the motor-driven auxiliary feedwater pump of HPR1000

輔助給水電動(dòng)泵根據(jù)其水力性能參數(shù)要求，優(yōu)選水力設(shè)計(jì)方案，制造葉輪樣機(jī)，進(jìn)行試驗(yàn)驗(yàn)證。對(duì)葉輪的切割數(shù)值做修正系數(shù)，采用分步切割+每步試驗(yàn)驗(yàn)證的方式，保證切割的準(zhǔn)確性。對(duì)切割后的葉輪進(jìn)行泵組性能試驗(yàn)，最終經(jīng)樣機(jī)試驗(yàn)驗(yàn)證，結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)合理，滿足泵組水力性能和功能要求。試驗(yàn)性能曲線如圖3所示。

2 問題處理

輔助給水電動(dòng)泵在研發(fā)過程中泵組性能、軸承溫度、泄漏量和噪聲等指標(biāo)均滿足技術(shù)要求，但驅(qū)動(dòng)端軸承體處存在振動(dòng)超標(biāo)問題，振動(dòng)具體數(shù)值如表1所示。

圖3 泵樣機(jī)性能曲線Fig.3 The performance curve of the prototype pump

表1 泵振動(dòng)超標(biāo)數(shù)值Table 1 Over-standard value of pump vibration

通過振動(dòng)數(shù)值可得知，該泵非驅(qū)動(dòng)段各測點(diǎn)均振動(dòng)滿足要求，且在大流零點(diǎn)各方向數(shù)值均較低，但驅(qū)動(dòng)端各點(diǎn)數(shù)值均不滿足標(biāo)準(zhǔn)要求。根據(jù)泵組振動(dòng)情況進(jìn)行了頻譜分析，針對(duì)有代表性的110 m3/h和180 m3/h頻譜(如圖4、圖5所示)分析如下。

在轉(zhuǎn)速2980 r/min下，101 m3/h工況和180 m3/h工況下的驅(qū)動(dòng)端水平、垂直和軸向3個(gè)方向測點(diǎn)的振動(dòng)主頻為300 Hz，而葉輪葉片個(gè)數(shù)為6，該頻率恰為葉輪的6倍頻。該頻率下容易出現(xiàn)問題的原因有：密封磨損、聯(lián)軸器不對(duì)中、管系作用、共振、壓力脈沖、軸承剛度等[2-3]，分別對(duì)其進(jìn)行驗(yàn)證，主要驗(yàn)證內(nèi)容如表2所示。

圖4 110 m3/h工況各測點(diǎn)振速頻譜圖Fig.4 Spectrum diagram of the vibration velocity at each measuring point under the working condition of 110 m3/h

圖5 180 m3/h工況各測點(diǎn)振速頻譜圖Fig.5 Spectrum diagram of the vibration velocity at each measuring point under the working condition of 180 m3/h

表2 泵振動(dòng)可能因素及試驗(yàn)效果Table 2 Possible factors of pump vibration and the test effect

通過對(duì)以上可能原因進(jìn)行分析，并對(duì)該泵在不同試驗(yàn)基礎(chǔ)上進(jìn)行對(duì)比試驗(yàn)，排除密封磨損、聯(lián)軸器對(duì)中、管系作用、共振等因素，問題主要集中在水力模型、驅(qū)動(dòng)端軸承和軸承體。對(duì)這兩個(gè)原因的排查采用在同一泵體上進(jìn)行對(duì)比驗(yàn)證，利用樣機(jī)1和樣機(jī)2的驅(qū)動(dòng)端軸承體和軸承、芯包分別進(jìn)行配對(duì)試驗(yàn)驗(yàn)證，驗(yàn)證實(shí)施結(jié)果如表3所示。通過對(duì)比驗(yàn)證可排除水力模型引起的振動(dòng)問題；通過利用壓板加固強(qiáng)化軸承體的方式，驗(yàn)證問題在于泵組驅(qū)動(dòng)端軸承體強(qiáng)度，驗(yàn)證內(nèi)容如表3所示。

表3 泵軸承體和水力性能對(duì)比驗(yàn)證方案Table 3 Comparison and verification of the pump bearing body and hydraulic performance

根據(jù)泵組結(jié)構(gòu)，驅(qū)動(dòng)端軸承體連接托架上，托架通過螺栓緊固吸入段上，而吸入段與泵體之間為間隙配合，故驅(qū)動(dòng)端軸承處受力最終由吸入段傳遞至泵體。在軸承體上直接固定的方案受操作空間限制，且設(shè)計(jì)難度大，整體改動(dòng)大，不具有很好的實(shí)施性。故從軸承體托架處提出新方案：在吸入段及筒體間增加緊配合的壓板，壓板通過螺栓緊固在筒體上，結(jié)構(gòu)如圖6所示。

為進(jìn)一步提高泵轉(zhuǎn)子剛性，減小泵軸兩端支撐跨距，經(jīng)充分計(jì)算車削縮短驅(qū)動(dòng)端托架的軸向長度16 mm，具體結(jié)構(gòu)如圖7所示。通過以上兩種組合方式，泵組驅(qū)動(dòng)端和非驅(qū)動(dòng)段振動(dòng)數(shù)值均大幅降低，滿足技術(shù)要求，成功解決該泵振動(dòng)問題。振動(dòng)試驗(yàn)數(shù)據(jù)如表4所示。

圖6 吸入段及筒體間增加緊配合的壓板Fig.6 The pressure plate with tight fit between the suction section and cylinder

圖7 縮短軸承托架軸向長度Fig.7 Shortening of the axial length of the bearing bracket

表4 泵振動(dòng)測試試驗(yàn)數(shù)據(jù)Table 4 Vibration test data

該泵振動(dòng)超標(biāo)問題的成功解決，驗(yàn)證了泵組剛性問題的重要性，泵組長徑比、軸承跨距、零部件的支撐受力等數(shù)據(jù)要嚴(yán)格控制[4]。該泵進(jìn)行了大量振動(dòng)試驗(yàn)驗(yàn)證，現(xiàn)總結(jié)了該類型泵組出現(xiàn)振動(dòng)問題的一般處理流程和可能因素。

(1)振動(dòng)問題發(fā)生后，首先從外部因素依次排查，順序?yàn)椋?/p>

1)電機(jī)空載振動(dòng)是否符合相關(guān)標(biāo)準(zhǔn)要求；

2)聯(lián)軸器動(dòng)平衡是否滿足要求，各連接螺栓質(zhì)量是否均衡；

3)轉(zhuǎn)子動(dòng)平衡是否滿足精度要求，如更換新葉輪或平衡套等轉(zhuǎn)動(dòng)部件，整個(gè)轉(zhuǎn)子仍需要進(jìn)行轉(zhuǎn)子動(dòng)平衡；

4)泵進(jìn)出口管道振動(dòng)是否在要求限值內(nèi)，排除管道傳遞的振動(dòng)載荷。

(2)上述外部因素排查完畢后，在泵實(shí)際裝配及安裝找正過程中仍需注意下列事項(xiàng)：

1)泵裝配過程中，軸承座中開面螺栓和軸承托架處螺栓擰緊力矩嚴(yán)格按照?qǐng)D紙要求采用力矩扳手進(jìn)行擰緊；

2)泵組對(duì)中找正，圓周方向和端面跳動(dòng)保證在精度范圍以內(nèi)；

3)泵基礎(chǔ)水平度需保證在1/1000以內(nèi)；

4)電機(jī)空載振動(dòng)值各方向需調(diào)至2.0 mm/s以下且穩(wěn)定運(yùn)行，無異響；

5)泵組啟動(dòng)前，充分充水排氣，降低試驗(yàn)裝置干擾；

6)檢查泵組潤滑油系統(tǒng)油質(zhì)、油位，冷卻水系統(tǒng)的管路連接情況。

(3)需要對(duì)泵組零部件排查的內(nèi)容有：

1)檢查軸瓦與軸的接觸面積，研磨軸瓦，提高接觸面積；

2)軸瓦與軸的間隙保證在2‰左右，瓦背與軸承體間隙保證在0.01～0.03 mm為宜；

3)保證葉輪與口環(huán)、平衡鼓與平衡套的間隙值在技術(shù)要求范圍內(nèi)[5]；

4)檢查機(jī)械密封其他等動(dòng)靜結(jié)合面的磨損情況；

5)排查泵組共振問題；

6)排查泵組剛性問題；

7)排查泵組壓力脈動(dòng)、水力激振問題。

3 結(jié)論

“華龍一號(hào)”輔助給水電動(dòng)泵研發(fā)過程中沒有成熟的水力模型，自主研發(fā)，對(duì)比其他堆型泵參數(shù)技術(shù)難度高。通過使用優(yōu)選的水力模型，成功完成水力方案設(shè)計(jì)，性能試驗(yàn)滿足技術(shù)要求；通過結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)，選擇合理設(shè)計(jì)方案；通過振動(dòng)特性分析，成功解決振動(dòng)超標(biāo)問題。

“華龍一號(hào)”輔助給水電動(dòng)泵研發(fā)成功，為今后該類型的設(shè)計(jì)研發(fā)提供參考，為多級(jí)離心泵在安裝、調(diào)試和運(yùn)行中振動(dòng)超標(biāo)問題提供借鑒?，F(xiàn)結(jié)合本設(shè)備的設(shè)計(jì)和試驗(yàn)過程總結(jié)情況，提出以下建議：

1)對(duì)于臥式多級(jí)離心泵，影響泵組剛性的長徑比等指標(biāo)需嚴(yán)格控制，盡量爭取提高轉(zhuǎn)子剛度，可有效避免后續(xù)振動(dòng)超標(biāo)問題；

2)對(duì)于轉(zhuǎn)子剛性引起的振動(dòng)問題，可采用縮短托架軸向長度和吸入端與筒體間嵌入壓板的方案，此方案實(shí)施工作量小，對(duì)于泵組振動(dòng)問題處理具有一定創(chuàng)新性；

3)對(duì)于將來新研發(fā)的多級(jí)離心泵，驅(qū)動(dòng)端軸承體結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)建議取消連接托架，將托架與驅(qū)動(dòng)端下軸承體做同體鑄造，從根本上提高零件整體的剛性。