反應(yīng)堆冷卻劑泵軸系振動分析

蔡 龍

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反應(yīng)堆冷卻劑泵軸系振動分析

蔡 龍1,2

（1. 黑龍江省核主泵工程技術(shù)研究中心，哈爾濱 150066；2. 哈爾濱電氣動力裝備有限公司，哈爾濱150040）

本文通過300MW核電站用軸封式反應(yīng)堆冷卻劑泵（簡稱“核主泵”）的結(jié)構(gòu)特點、運行條件，通過轉(zhuǎn)子部件的動平衡及測點處的跳動分析，用頻譜分析等測量方法，以及結(jié)合建立轉(zhuǎn)子系統(tǒng)力學(xué)理論物理模型，通過轉(zhuǎn)子動力學(xué)分析方法研究軸振動產(chǎn)生的主因，分析對核主泵的運行影響。

軸封式；反應(yīng)堆冷卻劑泵（簡稱“核主泵”）；軸系；振動頻譜；動平衡；轉(zhuǎn)子動力學(xué)

0 前言

反應(yīng)堆冷卻劑泵（通稱“核主泵”），是壓水堆核電站中核島一回路系統(tǒng)中最關(guān)鍵的主設(shè)備之一，該設(shè)備屬于高溫、高壓、受核輻照的壓力邊界的核安全1級、抗震Ⅰ類、質(zhì)保Q1級設(shè)備，對可靠性要求極高[1-12]。

本文涉及到三臺核主泵泵軸的振動測量和結(jié)果，結(jié)合理論分析，研究振動產(chǎn)生原因、解決措施和分析可運行能力。三臺核主泵完成全流量試驗，其中：A號核主泵試驗總時間為302h。C號核主泵共經(jīng)歷起停機43次，共完成5次熱循環(huán)試驗，試驗時間依次是75h、140h、12h、28h、45h，總的起停機次數(shù)為25次。

1 結(jié)構(gòu)介紹

核主泵為四軸承結(jié)構(gòu)[1,6,7,12]（如圖1所示），與主泵電機采用撓性鼓形齒聯(lián)軸器連接，核主泵與電機之間相對獨立，可以單獨分析。

泵軸上、下部位各有一個油潤滑導(dǎo)軸承和水導(dǎo)軸承。油導(dǎo)軸承采用油作為潤滑劑，設(shè)計成6個均勻分布的分瓣固定瓦結(jié)構(gòu)，水導(dǎo)軸承為石墨圓柱形水潤滑軸承。

圖1 核主泵結(jié)構(gòu)及轉(zhuǎn)子布置圖

2 軸振動分析

核主泵試驗期間采用美國IOtech公司生產(chǎn)的ZONICBOOK/618E 動態(tài)信號分析系統(tǒng)，進行信號分析、模態(tài)分析、加速度、速度、位移、轉(zhuǎn)速等信號的采集。

圖2 振動采集布置

VT803-1：X方向軸振動p-p（p-p=(21/2~2) xmax）

VT803-2：Y方向軸振動p-p（p-p=(21/2~2) xmax）

V803-1：X和Y振動合成值max[13]

圖3 軸運動軌跡-位移定義

下半軸聯(lián)軸器大法蘭外圓處（測軸振位置）相互90°的相對位置安裝兩個振動的測量探頭，探頭通過前置放大器輸出電壓。測量前置放大器輸出的電壓信號轉(zhuǎn)換成4~20mA電流信號傳輸進DCS的輸入端記錄數(shù)據(jù)。

圖4 探頭布置

核主泵在全流量試驗期間，通過上述方法進行測量泵軸振動，測量數(shù)據(jù)見表1。

表1 試驗數(shù)據(jù)表

3 轉(zhuǎn)子動力學(xué)分析

通過DyRoBeS軟件對轉(zhuǎn)子系統(tǒng)進行模態(tài)和瞬態(tài)理論分析，研究轉(zhuǎn)子的運轉(zhuǎn)特性。

在轉(zhuǎn)子四階模態(tài)振圖5中一階模態(tài)為典型的錐形剛體模態(tài)，二階和四階模態(tài)為典型的彎曲模態(tài)。由于有軸承阻尼的存在，在升速過程中轉(zhuǎn)速在268r/min時并不會產(chǎn)生明顯的振動，這在后面的伯德圖上也能得到印證。當(dāng)轉(zhuǎn)速為2302r/min時，也就是產(chǎn)生一個彎曲模態(tài)所對應(yīng)的二階振型臨界轉(zhuǎn)速。

圖5 模態(tài)振型圖

油導(dǎo)軸承采用分瓣固定瓦結(jié)構(gòu)，軸承的內(nèi)壓力分布和油膜厚度曲線如圖6所示。

水導(dǎo)軸承采用圓柱形石墨軸承，軸承間隙較大，冷態(tài)下直徑間隙為0.5mm ~0.6mm，軸承的內(nèi)壓力分布和油膜厚度曲線如圖7所示。

在伯德圖（Bode Plot）圖8中看出各截面上x方向和y方向的振幅和相位隨轉(zhuǎn)速變化基本相同，在升速過程中并沒有出現(xiàn)明顯的波峰。

顯然，泵機組在額定轉(zhuǎn)速下軸系并不會發(fā)生共振。

轉(zhuǎn)子在工作轉(zhuǎn)速1490r/min下油導(dǎo)軸承處、水導(dǎo)軸承處和測振位置的理論軸心軌跡如圖9所示，計算得知，水導(dǎo)軸承處的軸心軌跡偏大，最大值達到了約210mm，測點處最大值達到約80mm。

圖8 油導(dǎo)軸承、水導(dǎo)軸承截面的伯德圖

通過如圖10和11所示的頻譜圖和瀑布圖可知，水導(dǎo)軸承處和測振位置的半倍頻（1/2X）振幅明顯大于工作頻率振幅（1X），對應(yīng)的瀑布圖上也可以看出。

圖10 水導(dǎo)軸承截面頻譜、瀑布圖

4 核主泵真機運轉(zhuǎn)時軸振分析

圖12中所示選頻及通頻中，頻率（f）是物體每秒鐘內(nèi)振動的循環(huán)次數(shù)（Hz），周期（T）是物體完成一個振動過程所需要的時間（s），頻率與周期關(guān)系為f＝1/。

圖12 選頻及通頻

通頻振動是原始的、未經(jīng)變換分解處理的，由各頻率振動分量相互迭加后的總振動[14]。振動幅值通過公式（1）求得。

S=1+2+……S（選頻迭加通用公式）……（1）

=1cos(1+1)+2cos(2+2)+…Kcos(ωt+φ)

式中：k——通頻；

——振幅；

——角速度；

——初始相位。

（1）A號核主泵

通過測量的軸軌跡分析（如圖13所示），工作頻率（25Hz）處一直保持大小近54mm的振幅，在轉(zhuǎn)子動平衡時測振處的擺度和不平衡相位方向為同一方向。在半倍頻（12.5Hz）處振幅波動約15mm~49mm。通頻的軸振動主要由半倍頻和工作頻率有關(guān)。

圖13 A軸振軌跡圖

（2）B號核主泵

通過測量的軸軌跡分析（如圖14所示），工作頻率（25Hz）處一直保持大小近7mm的振幅，在轉(zhuǎn)子動平衡時測振處的擺度和不平衡相位方向為相反方向。在半倍頻（12.5Hz）處振幅波動較大約43mm~65mm。通頻的軸振動主要由半倍頻和工作頻率有關(guān)。

圖14 B軸振軌跡圖

（3）C號核主泵

通過測量的軸軌跡分析（如圖15所示），工作頻率（25Hz）處一直保持大小近8mm的振幅，在轉(zhuǎn)子動平衡時測振處的擺度和不平衡相位方向為相反方向。在半倍頻（12.5Hz）處振幅波動較大約32mm~60mm。通頻的軸振動由半倍頻、工作頻率以及多倍頻共同作用有關(guān)。

圖15 C軸振軌跡圖

在通頻的軌跡上（如圖16所示）有L字形狀軌跡，同時在頻譜圖上也可以發(fā)現(xiàn)多倍頻（二倍頻、三倍頻……）處有明顯的振動。

圖16 C軸振軌跡圖

通過測點表面質(zhì)量引起故障分析，發(fā)現(xiàn)由于機械偏差（測點圓周處有多處不同程度的鋼印標(biāo)記）引起影響振動測量。

為了驗證測點表面印記對振動的影響，對下半軸聯(lián)軸器外圓測點區(qū)域通過滾壓的方式進行修理。重新安裝進行核主泵運轉(zhuǎn)，此時振動測量值明顯下降，從105mm降到72mm。

通過上述三臺核主泵的振動分析，在核主泵半倍頻（1/2X）是引起振動波動的主要因素，在工作頻率上的振動幅值，主要由于轉(zhuǎn)子動平衡時質(zhì)量偏心，以及轉(zhuǎn)子測點處幾何公差相互作用引起的。

5 結(jié)論

通過轉(zhuǎn)子動力學(xué)分析的模態(tài)分析，可排除臨界轉(zhuǎn)速引起的振動影響。由于下導(dǎo)軸承的結(jié)構(gòu)特性，易產(chǎn)生半速渦動導(dǎo)致轉(zhuǎn)子產(chǎn)生較大的振動，也是該核主泵結(jié)構(gòu)的固有特性。在工作頻率上振動幅值，主要是由于轉(zhuǎn)子動平衡時質(zhì)量偏心引起約30mm的振動振幅和測點處幾何偏差引起的約20mm的振動幅值，通過公式（1）獲得。對于A、B和C三臺核主泵來說，如果排除機械偏差引起對振動影響，該類型主泵軸振動水平差不多，振動值范圍[15]為約max: 60~110mm或p-p: 100~220mm。

為了反映核主泵真實的振動水平，精確降低實際泵轉(zhuǎn)子引起振動對核主泵的運行影響，采取了如下措施。

（1）提高轉(zhuǎn)子各部件連接時的同軸度質(zhì)量；

（2）提高轉(zhuǎn)子部件整體動平衡水平；

（3）通過轉(zhuǎn)子動平衡質(zhì)量偏心相位和轉(zhuǎn)子部件擺度相位方向調(diào)整，減少機械尺寸偏差引起的振動水平的因素；

（4）泵軸測點處表面質(zhì)量提高，避免幾何形狀和表面質(zhì)量引起的振動測量誤差；

（5）提高轉(zhuǎn)子軸承配合處與水導(dǎo)軸承安裝精度，降低偏心引起的振動影響。

通過上述5種處理措施，經(jīng)過部件的精心加工制造、安裝，降低了泵軸振動（如圖17所示）。

圖17 振動優(yōu)化

核主泵的振動對整個機組的安全運行的影響非常重要，其產(chǎn)生的原因復(fù)雜[11]，對測量的方法要求和儀器的要求也相當(dāng)高，這就要求在今后的設(shè)計和生產(chǎn)工作中進一步提高和改進來盡量降低其振動值，而達到更高的要求?？梢酝ㄟ^零件的精度、裝配質(zhì)量、動平衡水平、不平衡相位與葉輪安裝位置關(guān)系等關(guān)鍵技術(shù)的解決，逐項做到最優(yōu)的效果。

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The Shaft Vibration Analysis of Reactor Coolant Pump

CAI Long1,2

(1. Engineering Research Center of RCP Heilongjiang Province, Harbin 150066, China; 2. Harbin Electric Power Equipment Company Limited, Harbin 150040, China)

This paper analyzes the influences of shaft vibration on the operation of shaft seal type reactor coolant pump (RCP) based on the structure characteristic and operation condition of 300MW nuclear power plant, through the balancing test of rotor parts and run out analysis of measurement point, by the measurement method of FFT analysis, and with the establishment of rotor system mechanic theoretic model. And the main reason for the shaft vibration is studied through the rotor mechanics.

type of shaft sealing; reactor coolant pump(RCP); shafting; vibration spectrum; dynamic balance; rotor dynamics

TM306

A

1000-3983(2017)04-0042-06

2017-02-23

蔡龍（1975-），1999年6月畢業(yè)于中國農(nóng)業(yè)大學(xué)流體機械及流體工程專業(yè)，獲得學(xué)士學(xué)位，2007年5月獲甘肅工業(yè)大學(xué)動力工程專業(yè)碩士學(xué)位，從事核電用泵的設(shè)計研究，現(xiàn)任哈爾濱電氣動力裝備有限公司副總設(shè)計師。