HMBS型多级离心泵水力计算与振动原因分析*

丘小虎，刘军生

(中广核核电运营有限公司，广东深圳 518124)

1 引言

化学和容积控制系统是核电站一回路辅助系统的重要组成系统之一，也是核电站与核安全紧密相关的重要系统之一。上充泵是化学和容积控制系统的重要设备。在正常运行工况下，它作为上充下泄用;在一回路破口失水事故及主蒸汽管道破裂的事故情况下，它又作为高压安注泵使用，用与冷却反应堆。因此，在事故情况下，上充泵属于核电站重要安全设施。经过多年对上充泵的检修及维护，积累了一定的现场经验。针对最容易出现的振动故障，在阅读维修程序和维护手册的基础上，对此类泵做了分析研究，以求理解和把握它的结构，原理及振动产生的根本原因，处理方法［1］。

2 核电站上充泵的结构介绍［2-3］

2.1 概 述

核电站上充泵使用法国GUINARD泵厂产品，每台机组配置3台泵，目前整个电站共配置有18台上充泵。电动机通过增速齿轮箱驱动泵(见图1)。水通过吸入管进入泵体内，到达吸入叶轮，由叶轮通过离心力作用送到扩散器，扩散器再把水导入下一级叶轮，最终由排出管路把液体输送出去(见图2)。

上充泵为离心卧式双层壳体多级泵，所有水力部件都装在由不锈钢铸造的外筒内。在内外壳体间充满高压水，对内泵壳起着水封的作用，避免各级间的水往外泄漏，达到压力平衡，同时使水泵轴线周围的温度和应力均匀平衡，使水泵在不同的温度、流量工况下，保证水泵各级叶轮和导叶之间的同心度，提高水泵运行的可靠性。内泵壳为圆环多级分段泵壳联结结构，用不锈钢精铸而成，结合面精加工，靠水压密封。内泵壳借助各级间的定位销保持同心，各级泵壳用八根M20长螺栓联结成整体，固定到泵头上，并给各泵壳间密封面一定的预紧力。

图1 上充泵组布置图

水泵主要由高压室、水力部件、轴、机械密封及向机械密封提供清洁冷却水的旋流分离器、潜入泵送液体中的静压轴承和油润滑轴承组件等组成。

2.2 主要参数

(1)卧式电动机:制造厂:JEUMONT-SCHNEIDER;型号:TNC 630D4;功率:710 kW，转速:1 500 r/min;频率:50 Hz，电压:6 600 v;电流:74 A，转向:逆时针方向(面向电动机风扇)。

(2)上充泵数据:供应商:POMPES GUINARD;型号:HMBS 11LHV 3-4-12-45，排出管:4″，转速:4 480 r/min，吸入管:4″。

(3)齿轮箱:生产厂家:COMELOR;型号为GVF280，转速比为 3.0 292，质量为 750 kg，效率为95%，小齿轮齿数为34，大齿轮齿数为103，切削工具模数为mn=4，横向模数为mz=4.0876，螺旋角β=10°，切削工具压力角 =17°30'。

图2 上充泵内部流体走向图

表1 上充泵参数表

3 上充泵转子的水力计算［3-5］

3.1 水动力特性对振动的影响

转子是对振动最敏感的部件，设计要求转子在低于它在水中的第一临界转速下运转。转子在水中的第一临界转速必须至少超过水泵的最大转速的25%。由于两个静压轴承和密封环导叶套的水轴承作用，泵转子在水中的第一临界转速约为空气中的第一临界转速的2～3倍。

水泵转了子在水中的临界转速与密封环的型式及密封间隙有极大的关系。由于密封环间隙中有水泄漏，间隙两端的压力不同，间隙中的水有压力，水流与轴有摩擦，以及水有挤压作用等原因，水对转子产生三种力:①动力:当转子有横向偏移时，密封间隙中的水流产生的动力起返回作用，阻止转子偏移，并将转子移回原来同心的位置。间隙越小，返回的动力越大，动力起着增加转子刚度的作用，可增加转子的稳定性;②减振力:当转子因质量不平衡产生振动时，密封间隙中的水流产生减振力，将降低转子的最大振幅。间隙越小，减振力越大;③惰性力:相当于增加了转子的质量，效果等于降低了转子刚度。间隙越小，惰性力越大，但其影响远不如动力大，但当间隙过小时，惰性力的作用将变为主导的。临界转速的计算公式按下式计算:

式中:Ner为临界转速;S为轴的有效刚度;M为转子的质量。

从上式可见，减小密封间隙增加转子刚度，可以提高泵转子的临界转速，降低最大振幅，但密封间隙不能过小。上充泵的密封间隙标准是0.43～0.52 mm。上充泵密封环上加工有环形沟，能够有效增加密封长度，以提高转子的临界转速。

3.2 上充泵轴向推力计算

上充泵由12级单吸叶轮组成动力单元，单吸叶轮具有单侧的低压吸入口，叶轮两侧盖板所受的力不平衡。在叶轮密封环半径Rmi到叶轮外圆半径R2之间两侧盖板上的压力分布相等(见图3)，沿盖板呈抛物线分布。设吸入压力为P0，两侧盖板所受P0产生的压力差相互抵消后，后盖板一侧叶轮密封环半径Rmi到叶轮轮毂半径Rn之间面积上所作用的总压力即是指向进口方向的轴向力F1。

图3 叶轮前后盖板上压力差分布图

计算采用下式:

式中:P0为吸入压力;P2为叶轮出口压力;Rmi为入口侧叶轮密封环半径;Rn为叶轮后盖板侧轮毂。

由于各级叶轮的外径和转速相等，叶片出口安装角相等，每级叶轮获得的能头相差不大。由于流速相同，静压也相差不大。额定工况下，泵的总扬程为180bar(18 MPa)，每级扬程为 15 bar(1.5 MPa)。

对于首级叶轮:

Rmi=0.13 955/2(m)

Rn=0.08 855/2(m)

(P2-P0)=15 bar×105(n/m2)

将以上数值代入式(2)计算得:

F1=1 397 kg

对于第二、三、四级叶轮:

Rmi=0.12 955/2(m)

Rn=0.08 855/2(m)

将以上数值代入式(2)计算得:

F1=1 075 kg

对于第五至第十二级叶轮:

Rmi=0.12 455/2(m)

Rn=0.08 855/2(m)

将以上数值代入式(2)计算得:

F1=922 kg

第一组叶轮所受轴向推力:

Fa=1 397+3×1 075=4 622(kg)

第二组叶轮所受轴向推力:

Fb=8×922 kg=7 376(kg)

进入叶轮的流体沿径向或斜向排出。由于动量的改变，产生轴向力F2，其方向与F1相反。总的轴向力F=∑(F1-F2)。多级泵叶轮如按一个方向排列时，轴向力很大。上充泵有十二级叶轮，为了平衡轴向推力，将十二级叶轮分为两组，这两组叶轮进口方向相反。一个叶轮组在泵头一侧，包括四个叶轮。另一个叶轮组在泵筒后侧，由后八级叶轮组成。首级叶轮进口直径是Ф140 mm，第二、三、四级叶轮进口直径是Ф130 mm，而后八级叶轮的进口直径是Ф125 mm。从上图分析可知，由于前四级叶轮进口直径比后八级叶轮要大，每个叶轮所受的轴向推力都要比后一组单个叶轮承受的轴向推力要大，这样可以弥补后一组叶轮由于级数较多承受压差较大而产生的压力差。另外，中间水轴承(见图4)起到平衡鼓的作用，其两侧压差产生的指向驱动端的推力也达到平衡后组叶轮级数较多而产生的指向泵尾部的轴向推力的效果。

图4 中间轴承

中间静压轴承轴套还起到平衡鼓的作用，轴承后侧(泵筒侧)的流体压力相对于前侧(泵头侧)高出约80bar(8 MPa)，这个压力使轴承套受到指向泵头方向的轴向推力为:

式中:R为轴承套的外圆半径，0.09 986/2 m;r为轴承套的内圆半径，0.070/2 m;ΔP为轴承套两侧承受的压差，bar。

将以上数据代入式(3)，得:

Fm=3 185(kg)

泵筒侧的叶轮组承受的压力要高于泵头侧的叶轮，因此，整个水泵转子叶轮部件承受指向泵筒侧的轴向推力F2。Fm与F2是反方向，从而达到平衡。

在尾部轴承室(见图5)，转子承受的轴向推力Fr指向泵头:

式中:R为轴承套的外圆半径，0.0 899/2 m;r为轴承套的内圆半径，0.063/2 m;P1为轴承套左侧腔室压力，90 bar(9 MPa);P2为轴承套右侧腔室压力，60bar(6 MPa)。

将以上数据代入式(4)，得:

Fr=4 838(kg)

图5 尾部轴承

从上面的分析计算可知，指向泵头方向的总轴向推力:

即指向泵头方向的总轴向水推力是12 645 kg。指向泵尾方向的总轴向水推力是7 376 kg。整个转子部件总的轴向水推力:

F=12 645-7 376=5 269(kg)

轴向推力由推力轴承承担。主推力轴承由11块轴瓦组成，因此，每块瓦承担的轴向推力为:

每块推力轴承的受力面积为9 cm2，计算得其比压为:

Pw=5.22(MPa)

与《机械设计手册》中轴承的选用相关章节比较，发现上充泵推力轴承的载荷属于偏上的设计。轴承比压偏大，有助于油膜的稳定，但对轴承材料及加工精度要求较高，易诱发轴承因应力过大导致的疲劳损坏。由于定期切换运行及定期试验的要求，上充泵的启停动作比较频繁，启动及停机过程中，轴向推力的瞬态变化非常剧烈，推力轴承受到的冲击力非常巨大，容易诱发轴承的损环，频繁的启、停动作所带来巨大的交变应力，加速轴承的疲劳损坏。在上充泵的检修历史中，经常发现推力轴承发黑、PT探伤中出现线性显示甚至开裂等缺陷。轴承质量存在缺陷，容易诱发振动的增大。对轴承缺陷的处理，往往需要通过早期诊断，及时选用更换质量良好的轴承。

4 泵组振动异常的危害

上充泵由电机经过齿轮箱升速后驱动运行，电机、齿轮箱和泵的技术状况均可能与振动的产生和受影响相关。上充泵与核电站的安全相关，日常的状态监测与故障诊断受到电站管理部门的高度关注和重视，在出现振动异常的初始阶段，一般都能得到迅速的处理。

振动故障严重时，导致泵或电机轴承损坏(见图6)，迫使停机检修，按照核电站运行技术规范的要求，当A列上冲泵不可用达到三天，反应堆要向维修冷停堆模式后撤，直到强制停堆停机。按核电站100万千瓦机组每度电售价约0.5元粗略计算，每停机一天，减少发电收入1 200万元。

振动是关系到泵组的安全运行的技术热点之一，国内外因转动机械振动大引起而导致设备损坏的恶性事故时有发生，造成巨大的经济损失和不良影响。设法减少转动机械的不良振动一直是工程上非常重要的课题。

图6 破裂的推力轴承

5 上充泵易发振动故障的机理分析及特征

和所有旋转机械一样，随着运行时间的延长，上充泵不可避免地会出现故障。从实践经验总结，容易出现的典型故障有:轴承故障、转子不对中、转子碰摩、转动部件或非转动部分的配合松动、转子不平衡等。下面就这些典型故障的机理和特征做一些分析。上充泵振动高的可能故障模式如表3所列。

通过前面的计算可知，上充泵推力轴承载荷为5.22 MPa，比压偏高，易诱发轴承表面发黑，破裂等损坏故障。轴承存在缺陷，将直接导致振动增大。另外，轴承缺陷还导致转子轴系不对中，在振动频谱中出现一倍频或两倍频的分量。在目前的技术条件下，加强状态监测和故障诊断，及时发现早期轴承缺陷，及时更换存在缺陷的轴承，是预防振动故障的有效手段之一。

转子不对中是指相邻两转子的轴心线与轴承中心线的倾斜或偏移程度。转子不对中可分为联轴器不对中和轴承不对中，联轴器不对中又可分为平行不对中、偏角不对中和平行偏角不对中三种情况。不对中故障的特征如下。

(1)转子径向振动出现二倍频，以一倍频和二倍频分量为主，不对中越严重，二倍频所占比例越大;

(2)相邻两轴承的油膜压力反方向变化，一个油膜压力增大，另一个则变小;

(3)曲型的轴心轨迹为香蕉形，正进动;

(4)联轴器不对中时轴向振动较大，振动频率为一倍频，振动幅值和相位稳定;

(5)轴承不对中时径向振动较大，有可能出现高次谐波，振动不稳定;

(6)振动对负荷变化敏感。当负荷改变时，由联轴器传递的扭矩立即改变，如果联轴器不对中，则转子的振动状态也立即发生改变。

表3 上充泵振动高的可能故障模式

6 振动故障的处理及预防

做好预防性维修是预防上充泵振动故障的有效手段。上充泵在核电站中的重要性要求它在反应堆运行期间不能出现异常。根据核电站维修大纲的要求，每个燃料周期需要对上充泵进行年度检查，主要就是检查泵组的对中情况，解决转子不对中的问题。每9个燃料周期需要对上充泵进行全面解体检查，检查泵的全面质量情况，解决质量不平衡、转子不对中等相关问题。

日常工作中，加强设备的状态监测和故障诊断，加强对轴承的检修力度，及时发现设备故障的初起趋势，在故障初期及时加与处理，将故障消灭在萌芽状态，防止故障的发展。上充泵的对中工作量在上充泵的总维修工作量中比重最大，超过60%。上充泵对中工作，存在如下特点。

(1)泵侧联轴器与齿轮箱输出轴联轴器间隔离超过300 mm，使用普通的磁力表座根本无法安装和固定测量仪表(见图7)。

(2)电机侧联轴器与齿轮箱输入轴联轴器间距只有6 mm，无法安装对中用的测量仪表(见图8)，只能使用塞块测量电机轴与齿轮箱输入轴的平面度。

图7 上充泵泵侧联轴器

(3)对中工作中，测量两根轴的中心是否一致，需要同时盘动两根轴转动相同的角度，这样测量出来的百分表读数才能真实反映出两轴轴心真实的偏差值。但在以前的上充泵对中工作中，只盘动单侧轴，测量的数据不能真正反映出两轴轴心真实的偏差值。

图8 上充泵电机侧联轴器剖面图

影响上充泵对中偏差较大的因素有很多，总结为以下几个方面。

(1)测量工具精度差，使用粗制粗制滥造的对中工具由于变形或晃动造成测量数据失真。

(2)测量方法不合理，不客观，存在人为因素的干扰。在上充泵电机与齿轮箱对中工作中，原来一直使用塞块来测量两个联轴器的平面度。这种方法非常不科学。因为由于两半联轴器端面由于制造、安装过程中存在的误差，长期运行产生的变形，多次检修造成的表面划伤等众多因素的影响，两半联轴器端面光洁度、平面度、及其与电机轴线、齿轮箱轴线的垂直度必然存在误差。随着时间的推移，这种误差必然会越来越大。另外，由于齿轮轴存在0.30～0.50 mm的轴向窜动量，电机轴也存在一定的轴向窜动量，不同的测量人员，插入两半联轴器缝隙的位置、力度、角度不可能完全一样，手感不可能完全一样，导致两端转子被推开的距离也不一样，测量出来的数据存在很多主观因素，非常不准确。

(3)加入设备底部用于调整高度的垫片规格及形状不统一，有时发生垫片与地脚螺栓挤压的事件。当垫片大小不一，厚簿不匀时，必然导致设备稳定性降低，振动增大。

(4)检修工艺方法不当。检修过程发现，要求精密的联轴器端面存在各种形状的划伤。原因来自于联轴器的安装、拆开过程工艺方法不当，使用撬棍或螺丝批等锐器，导致密封面表面精度降低。

针对上面分析的几大原因，采取了如下几方面的措施。

(1)设计制作了高精度的对中检修专用工具(见图9)。这些工具的组合使用，刚度高，稳定性好，不变形，对中测量数据准确，全部采用数据说话，避开检修人员的主观因素的干扰，谁来抄表，结果都一样，客观，真实的反映实际情况。结构牢固，精度高，适用性强，易于操作，保养维护简单，至今已使用8年，未见明显变形。

图9 上充泵联轴器对中专用工具

(2)核电站上充泵的特点，分别设计了全新的电机侧和上充泵侧对中专用工具，这些工具全部采用不锈钢精密制作，结实坚固，耐用，精度高，易于操作，测量数据客观，真实，不存在人为因素的影响。经过多次使用证明，状况良好。

(3)对于旧上充泵电机侧的联轴器对中工作，开发全新的工艺方法，设计新的检修专用工具。摒弃使用塞块测量平面度的方法，全部采用百分表测量。

通过设计开发专用工具，达到同时采用三块百分表进行测量及调整的目的，取消了原来使用塞块对中的原始落后的方法。在测量过程，同时盘动主动、被动两个转轴，使电机转子和齿轮轴转子同步转动，完全消除了由于两半联轴器端面误差，变形，表面伤痕等因素的影响，消除了两半联轴器端面光洁度、平面度、及其与电机轴线、齿轮箱轴线的垂直度误差的影响，也消除了齿轮轴存在0.30～0.50 mm的轴向窜动量，电机轴存在的轴向窜动量的影响。使用这种新工具和新方法，测量数据客观，真实，消除了不同的检修工作人员由于性格、经验、体型、精神状况等众多主观因素的影响，直接读表，用数据说话，不存在主观因素的干扰。

(4)对所加垫片进行严格的管理，确保每块垫片的形状、外观尺寸一致，每块垫片本身厚度误差不应超过0.02 mm。

(5)禁止在检修过程中，使用撬棍、螺丝刀等容易损伤机械表面的器械进行安装和拆卸工作。代之的是使用丝杆、顶丝。顶丝是经过特殊处理的，在前端，采用圆弧型线，表面磨光处理，对设备起到保护作用。采用不锈钢制作，螺纹精度要求较高，易于保养，防止生锈，避免锈垢进入设备内部。

上充泵检修技术创新，各种专用工具的设计开发，给电站检修工作带来便利，使检修工作更加方便，检修效果更加可靠，有效提高了上充泵的健康水平。为核电站的安全、经济生产带来一定的成效。

7 结语

核电站上充泵在商业运营期间，容易出现的故障是振动异常。由于推力轴承载荷偏大，比压偏高，上充泵运行期间承受巨大的轴向推力。双周一次的定期切换及定期试验的启、停机，上充泵的启停频率较高，启停瞬间，推力轴承在瞬间承受巨大的冲击应力，频繁的启停产生的交变应力易使轴承产生疲劳，巨大的冲击应力易诱发轴承的损坏。

轴承损坏使振动增大，同时使转子轴系对中状态变坏。对中状态的改变，使振动增大，使轴承损坏状况加剧。

加强对上充泵轴承的状态监测检查和故障诊断，及时更换或修复损坏的轴承，是MRM检修技术人员工作的重点。持续改进和革新对中技术和工艺方法，使检修技术更加科学、客观，尽可能消除一切诱发振动增大的因素，电站工程技术人员勇于自主创新，创建革新检修方法，开发新型检修工具，不断改进，可使电站重要设备的健康水平不断提高，为国家节省了大量的外汇支出，更有助于国家高新技术产业的推广和发展。

［1］ 贺 禹.900 MW压水堆核电站系统与设备［M］.广州:广东核电培训中心原子能出版社，2005.

［2］ 郭立君.泵与风机［M］.重庆:重庆大学出版社，1985.

［3］ 顾永泉.流体动密封［M］.北京:石油大学出版社，1996.

［4］ 杨可桢.机械设计基础［M］.北京:高等教育出版社，1989.

［5］ 黄文虎 .设备故障诊断原理、技术及应用［M］.北京:科学出版社，1997.