核電站海水循環(huán)水泵電機推力軸承研究

仲維濱，李藏雪，王偉光,*，王澤宇，周傳月

(1.哈爾濱電氣動力裝備有限公司，哈爾濱 150060；2.北京東方極峰科技有限公司，北京 100022)

某型三代壓水堆核電站配兩臺海水循環(huán)水泵，海水循環(huán)水泵電機(簡稱循泵電機)采用直聯(lián)方式與泵連接，取消變速齒輪箱[1]。循泵電機推力軸承承擔(dān)電機轉(zhuǎn)子、泵轉(zhuǎn)子、泵的水推力[2-3]。循泵的正常工況水推力為135 t，轉(zhuǎn)子自重60 t，最大水推力220 t，最大推力為280 t。循泵電機采用鼠籠異步電機，電機總極數(shù)為36極。

循泵電機結(jié)構(gòu)為懸式，推力軸承位于定子機座上方，工作轉(zhuǎn)速較低，潤滑及結(jié)構(gòu)設(shè)計難度較大。需要深入研究工作機理，防止軸瓦因溫度偏高或邊界摩擦發(fā)生燒毀。蔣秀龍等分析了軸偏斜時，對油膜最小厚度和最大壓力影響較大，對瓦面溫度影響較小[4]。吳智鋒計算推力頭甩油孔數(shù)量對流量影響較小，甩油孔直徑對流量影響較大[5]。朱順財?shù)葍?yōu)化了順流式外循環(huán)[6]。武中德等[7]分析了彈性金屬塑料瓦熱彈性流體動力潤滑性能，并研究了金屬彈性塑料瓦變形對油膜的影響[8]。劉平安等使用對運行時推力盤進行熱變形計算，其徑向變形為下凹，周向為波浪[9]。胡大千等以俄羅斯烏拉爾水力機械廠某型循泵為例，論述了控制多軸系泵組振動的跳動配合因素[10]。周富濤介紹了ALSTOM公司為大亞灣核電站生產(chǎn)的某型水泵，因機座剛度偏低引起機組振動增大[11]。焦紅瑞等分析了紅沿河核電站的某型循環(huán)水泵因冷卻不足引起推力瓦升高的問題[12]。朱江介紹了300 MW火電廠循泵電機因主軸偏斜引起推力瓦偏載和瓦溫升高的問題[13]。劉德軍等分析了秦山第二核電站某型循泵，軸絕緣失效引起軸承表面損傷[14]。劉清勇等試驗研究巴氏合金瓦面最高溫度與檢測溫度差5～10 K，彈性金屬塑料瓦相差約30 K[15]。馬希直等計算了階躍載荷擾動下推力軸承熱瞬態(tài)過程的時間、油膜厚度、油溫等變化規(guī)律[16]。歐鳴雄等分析了立式循泵的結(jié)構(gòu)剛度對轉(zhuǎn)子振動特性的影響[17]。李立書計算了扇形可傾瓦推力軸承支撐點位置對潤滑性能的影響[18]。劉飛龍研究了大型立式水泵機組電機滑動推力軸承潤滑與承載特性的關(guān)系[19]。鄧轉(zhuǎn)志對典型滑動軸承油膜力解析模型進行了分析，并進行了試驗研究[20]。馬震岳等研究了水輪發(fā)電機轉(zhuǎn)子-軸承系統(tǒng)橫向振動特性分析[21]。

三代核電站推力軸承潤滑分析及結(jié)構(gòu)靜載荷可靠性研究報道較少，本文將以某型三代核電站海水循環(huán)水泵電機推力軸承研究為例，并進行樣機制造，為三代核電主動力設(shè)備國產(chǎn)化奠定基礎(chǔ)。

1 動壓潤滑計算模型

分析動壓潤滑會涉及到Navier-Stokes方程，為了便于計算，將Navier-Stokes方程簡化為Reynolds方程，同時做以下合理假設(shè)：①潤滑油不可壓縮，且連續(xù);②潤滑油流動為層流流動;③潤滑油在界面上無滑移的現(xiàn)象;④潤滑油運動慣性力與粘性力相比可忽略;⑤不考慮推力盤和推力瓦的運動變形;⑥潤滑油為牛頓流體，除粘度其他參數(shù)不變。

在圓柱坐標(biāo)系下的油膜壓力的雷諾方程為：

(1)

式中μ為潤滑油動力粘度;p為油膜壓力;Ω為推力盤轉(zhuǎn)速;h為潤滑油厚度;t為時間;r為瓦面上任意一點的半徑;θ為瓦面上極軸夾角。

在圓柱坐標(biāo)下的油膜能量方程為：

(2)

式中T為油膜中的溫度;ρ為潤滑油密度;Cp為潤滑油比熱;其它符號意義同前。

潤滑油的粘度溫度方程(指數(shù)方式)：

μ=μ0e-β(T-T0)

(3)

式中μ0為進口溫度T0下的潤滑油動力粘度;β為粘度溫度系數(shù)，與潤滑油性能有關(guān)。

2 推力軸承模型

推力軸承模型見圖1。推力瓦為8瓦中心可傾支撐，軸承主要結(jié)構(gòu)包括卡環(huán)、推力頭、鏡板、推力瓦、托盤、支柱、軸承座、冷卻器和上機架等，軸承支撐系統(tǒng)為剛性支撐。推力軸承潤滑計算所需參數(shù)見表1。

1—卡環(huán)；2—推力頭；3—鏡板；4—推力瓦；5—托盤；6—支柱；7—軸承座；8—冷卻器；9—上機架圖1 推力軸承三維模型Fig.1 3D model of thrust bearing

表1 軸承參數(shù)Table 1 Bearing parameters

3 推力軸承動壓潤滑計算

根據(jù)動壓潤滑模型，采用ARMD-Bearings計算軟件包，對油膜壓力、最小厚度、溫度、損耗等進行研究，并分析初始高壓油頂起高度。

額定工況高壓油頂起計算見表2。推力軸承分析主要考核5個工況，參數(shù)見表3。在表3中，工況1為最大載荷，工況2為額定轉(zhuǎn)速，工況3為50%額定轉(zhuǎn)速，工況4為120%額定轉(zhuǎn)速，工況5為10%額定轉(zhuǎn)速。

表2 高壓油頂起參數(shù)Table 2 High pressure oil jacking parameters

表3 各載荷工況Table 3 Load conditions

工況1瓦塊油膜壓力分布見圖2。對工況1至工況5分別進行潤滑計算，軸承的損耗、最大油膜壓力和和最小油膜厚度見表4， 軸承最高油膜溫度和軸瓦溫度見表5。經(jīng)分析5種工況軸承均滿足使用要求。工況5時，轉(zhuǎn)速最低，但最小油膜仍可工作；工況1時，轉(zhuǎn)速和載荷最大，最大油膜壓力<5 MPa，軸承仍可安全運行；工況4為超速狀態(tài)，壓力較大，油膜最高溫度84.5 ℃，小于報警值。

4 轉(zhuǎn)速對軸承性能影響

載荷為1 176 kN，轉(zhuǎn)速從20%提升至100%(33 r/min至165 r/min)時，對9個運行點分析。隨著轉(zhuǎn)速提高，軸承剛度降低(圖3)。由圖3可見，不同轉(zhuǎn)速下推力軸承軸向剛度和阻尼有較大差異，對電機軸系分析會有一定影響。最小油膜厚度和功率損失變動見表6，隨著轉(zhuǎn)速的提高，油膜厚度增加，功率大幅增加。

圖2 工況1瓦塊油膜壓力分布Fig.2 Status of oil film pressure distribution at condition 1

表4 損耗、壓力和油膜厚度Table 4 Loss,pressure and oil film

表5 軸承溫度及剛度阻尼Table 5 Bearing temperature and stiffness damping

圖3 轉(zhuǎn)速與剛度變化關(guān)系Fig.3 Relationship between speed and stiffness

5 軸承靜態(tài)強度計算

研究靜態(tài)時推力軸承在最大載荷時支撐結(jié)構(gòu)的可靠性。采用ANSYS軟件包建立模型，并采用實體六面體單元劃分網(wǎng)格。推力頭和卡環(huán)之間、軸和卡環(huán)之間、推力瓦和托盤之間采用摩擦單元模擬接觸配合。推力瓦和推力盤之間采用不分離單元模擬接觸配合。約束推力瓦內(nèi)外表面的徑向位移，約束底部支撐板軸向位移。在軸底面施加載荷為280 t見圖4?？ōh(huán)和推力頭均為20 SiMn，材料屈服強度為345 MPa。

卡環(huán)最大應(yīng)力位于與推力頭內(nèi)圓邊緣接觸處，即114.46 MPa，其最大軸向形變?yōu)?.288 mm。卡環(huán)的應(yīng)力分布及軸向形變見圖5。推力頭最大應(yīng)力位于與卡環(huán)接觸內(nèi)圓邊緣處，即148.05 MPa，其最大軸向形變?yōu)?.237 mm。推力頭的應(yīng)力分布及軸向形變見圖6。推力盤的最大軸向形變?yōu)?.169 mm，內(nèi)外圓的最大變形差為0.077 mm，見圖7。推力瓦的最大軸向形變?yōu)?.166 mm，內(nèi)外圓的最大變形差為0.072 mm，見圖8。

表6 最小油膜厚度和功率損失變動Table 6 Minimum oil film thickness and power loss variation

圖4 三維計算模型Fig.4 3D computational model

圖5 卡環(huán)應(yīng)力及形變分布圖Fig.5 Stress and deformation distribution of clasp

圖6 推力頭應(yīng)力及形變分布圖Fig.6 Stress and deformation distribution of thrust head

圖7 推力盤軸向形變圖Fig.7 Deformation distribution of mirror plate

圖8 推力瓦軸向形變圖Fig.8 Deformation distribution of thrust pad

強度參考ASME第VIII卷，室溫低壓容器設(shè)計載荷不高于屈服強度的2/3，卡環(huán)最大應(yīng)力114.46 MPa，推力頭最大應(yīng)力值148.05 MPa，均小于230 MPa。參考水輪發(fā)電機推力軸承最大軸向位移≤1.5 mm，此軸承變形滿足工程需求。

6 樣機制造

進行了推力軸承制造，并完成了首臺油壓和水壓試驗，推力瓦及高壓油路調(diào)試見圖9。

圖9 推力瓦及高壓油路調(diào)試Fig.9 Debugging of thrust pad and pressure oil circuit

7 結(jié) 論

通過以上計算分析后得出如下結(jié)論：

1)5個工況最小油膜厚度均符合要求，可以形成流體動壓潤滑，符合機組運行要求。

2)載荷相同時，隨著轉(zhuǎn)速上升，剛度下降。

3)載荷不同時，油膜的剛度和阻尼存在差別，機組軸系分析時應(yīng)注意對臨界轉(zhuǎn)速等影響。

4)靜態(tài)最大載荷，推力軸承支撐系統(tǒng)軸向形變較小，各部件最大應(yīng)力低于材料安全限制。

5)制造了一套推力軸承樣機，并完成調(diào)試。

[1] 歐鳴雄,嚴(yán)建華,盛絳,等.AP1000核電站海水循環(huán)泵可運行性分析[J].原子能科學(xué)技術(shù),2014(2):305-309.

[2] 徐文吉,賈允,王廣軍,等.三代核電站用循環(huán)水泵設(shè)計和運行簡析[J].水泵技術(shù),2014(6):10-14.

[3] 劉增環(huán)，張華，李麗宏，等.突變負(fù)載下永磁同步電機控制系統(tǒng)的仿真建模[J].黑龍江大學(xué)自然科學(xué)學(xué)報，2017，34(5)：614-619.

[4] 蔣秀龍,汪久根.軸線偏斜對可傾瓦推力軸承潤滑性能的影響[J].潤滑與密封,2011(3):9-12.

[5] 吳智鋒.SM系列立式推力滑動軸承潤滑流場分析及仿真[D].湘潭：湘潭大學(xué),2016.

[6] 朱順財,楊仕福,張?zhí)禊i.溪洛渡右岸水電站水輪發(fā)電機推力軸承及油循環(huán)冷卻系統(tǒng)設(shè)計[J].東方電氣評論,2015(1):40-43.

[7] 武中德,王黎欽,曲大莊,等.大型水輪發(fā)電機推力軸承熱彈流潤滑性能分析[J].摩擦學(xué)報,2001(2):147-150.

[8] 武中德,張宏,梁廣泰,等.三峽水輪發(fā)電機推力軸承[J].中國三峽,2003(9):7-8.

[9] 劉平安,武中德.水輪發(fā)電機鏡板和推力頭熱彈變性分析[J].大電機技術(shù),2008(2):5-6,17.

[10] 胡大千,孫忠志.核電廠海水循環(huán)泵組振動分析及處理[J].水泵技術(shù),2012(1):40-43.

[11] 周富濤.大亞灣核電站發(fā)電機定子冷卻水泵組振動高原因分析及解決方案[J].機械,2007(s1):136-138.

[12] 焦紅瑞,王峰.核電站海水循環(huán)水泵推力軸承溫度高的分析及處理[J].陜西電力,2016(2):80-82.

[13] 朱江.300 WM立式循環(huán)水泵電機推力瓦溫度高的處理過程分析[J].石河子科技,2011(3):26-27.

[14] 劉德軍,王琳琳,代巍巍,等.淺析秦山第二核電廠循環(huán)水泵電機軸承燒毀事件[J].中國機械,2014(13):208-209.

[15] 劉清勇,付元初,武中德.大型水輪發(fā)電機推力軸承瓦溫度[J].大電機技術(shù),2010(4):14-15.

[16] 馬希直,朱均.階躍載荷擾動條件下推力軸承熱瞬態(tài)過程研究[J].潤滑與密封,2009(1):43-45.

[17] 歐鳴雄,王巖,嚴(yán)建華,等.立式循環(huán)泵結(jié)構(gòu)動剛度對轉(zhuǎn)子振動特性的影響[J].核動力工程,2013(6):36-39.

[18] 李立書.扇形可傾瓦推力軸承支承點位置對潤滑性能影響的研究[D].哈爾濱：哈爾濱理工大學(xué),2017.

[19] 劉飛龍.大型立式水泵機組電機滑動推力軸承潤滑與承載特性研究[D].揚州：揚州大學(xué),2016.

[20] 鄧轉(zhuǎn)志.典型滑動軸承油膜力解析模型的對比分析及試驗研究[D].北京：華北電力大學(xué)(北京),2009.

[21] 馬震岳,張雷克,陳婧.水輪發(fā)電機組轉(zhuǎn)子-軸承系統(tǒng)橫向振動特性分析[J].黑龍江大學(xué)工程學(xué)報,2010，1(1):17-23.