核電機組主泵振動問題有哪些根本原因|最新資料

1反應堆主泵的型式與結構

反應堆主泵是壓水堆核電站一回路主要的旋轉設備，承擔著補償一回路冷卻劑壓力降、推動冷卻劑循環等重要功能。大亞灣核電運營公司負責營運的大亞灣與嶺澳核電站共裝備12臺由法國JEUMONT-INDUSTRIES制造的100型主泵（每單元機組配備3臺）。每臺主泵均為空氣冷卻、三相感應式電動機驅動的單級軸密封機組。整機是一臺立式組件，如圖1所示，從頂部到底部由電動機、密封組件和泵的水力部件組成，串聯布置的三級軸封控制由泵軸的泄漏。由化容控制系統供應的密封水注入到泵軸承和密封件之間，以防止反應堆冷卻劑向上流動，同時冷卻軸封和泵軸承。電動泵組裝有三個徑向軸承和一個止推軸承，其中兩個徑向軸承和一個止推軸承用來支撐電動機轉子，另一個徑向軸承形成泵軸承，它是水潤滑軸承，由斯太立合金堆焊的不銹鋼軸頸和石墨環構成的套筒組成。

2反應堆主泵特殊的振動問題

兩電站投入商運以來，100型主泵陸續出現的特殊振動問題長期困擾著專業技術人員，這些特殊的振動問題主要表現出如下特征。

2.1主泵的振動水平明顯地受到軸封水流量的影響

2003年4月8日，嶺澳1號機由于投運RCV上充泵下泄孔板，致使3號主泵軸封流量由2.0m3/h降低到1.7m3/h（系統設計要求軸封流量控制在1.8m3/h），該泵軸振動也由200μm下降到150μm，其后調高軸封流量到2.0m3/h，振動水平又回升到190μm。值得注意的是，不同主泵的振動狀態對軸封水流量改變的響應是完全不同的，如2000年2月22日對D1RCP001/002/003PO進行軸封水調整的試驗：

2.2m3/h160μm90μm200μm

2.5m3/h155μm140μm180μm

3.0m3/h155μm190μm160μm

從上表可以看出：在軸封水流量由2.2m3/h增大到3.0m3/h后，1號泵振動水平基本不變，2號泵軸振動顯著增大，而3號泵則明顯減小。

2.2主泵的振動高點是不斷變化的

如：1999年3月8日，在105大修后一回路升溫、升壓過程，記錄到D1RCP002PO振動矢量的變化情況，在冷態啟動時工頻分量為160μm/8°，升溫、升壓到熱停堆時這個振動矢量變化到154μm/104°，也就是說振動方向變化了96°。

2.3需要反復進行現場動平衡降低振動水平

每當主泵軸振動急劇增大時，變化的主要頻率成分都是工頻（占通頻振動的80%~90%），一般的處理方式是在熱停堆工況進行現場動平衡降低振動水平。但奇怪的是，經過平衡的主泵再經過一次簡單的起停過程，又會表現出明顯的不平衡特征（即工頻振動再度升高），而不得不再次進行平衡。如：2000年3月5日，D1RCP003PO在106大修啟動后軸振動水平在熱停堆工況達到230μm，現場進行動平衡試驗將軸振動降低到140μm，隨后進行惰走試驗，該泵經過一次簡單起停過程，再次啟動時原來經過平衡的良好振動狀態又出現反復，被迫進行第二次平衡。
2.4主泵啟動次序的變化也會造成主泵振動狀態的劇烈變化

如：2003年4月17日109大修后期，機組回到熱停堆狀態，D1RCP002PO軸振動良好，進行惰走試驗同時停運三臺主泵，隨后按照1、3、2的順序依次啟動主泵，002PO原本振動在90μm，再啟動后急劇上升到200μm，隨后進行第二次惰走試驗，三臺主泵同時停運后按照1、2、3的順序再次啟動，002PO軸振動水平又恢復到100μm的良好水平。而期間除了改變啟動次序以外沒有任何其他操作。

3當前對主泵振動問題的幾種理論解釋及其局限性

3.1質量不平衡

質量不平衡是旋轉機械產生振動問題的主要原因之一。根據一般的振動分析理論，轉子存在質量不平衡時主要的頻譜特征是工頻分量占到振動總水平的80%以上。這一點應該與我們采集的頻譜表現一致。加之每次解決主泵振動問題都是通過現場動平衡的方式，因此有人便認為主泵轉子上一定存在質量平衡問題需要不斷矯正。

事實上轉子質量不平衡還有一個基本特征，那就是相位基本穩定，這一點明顯與主泵振動矢量存在變化的事實不符，同時對轉子質量不平衡進行處理后，在較短的時間里一般不會出現需要頻繁矯正的情況。很明顯，反應堆主泵的振動問題不是完全由于質量不平衡造成的。

3.2固體硼結晶在軸承內表面造成的缺陷

針對主泵存在的振動問題，我們向法國電力公司（EDF）發文，希望對方可以利用其雄厚的技術實力與豐富的運行經驗給我們幫助。EDF在回文中承認他們的電站也存在同樣問題，同樣也是通過動平衡來解決，但遺憾的是對于根本原因對方也莫衷一是，只是籠統地提到固體硼結晶在軸承內表面造成的缺陷可能是造成振動的原因，等等。

對于這個解釋我們并不認同。首先，軸承存在缺陷的設備振動問題不可能通過平衡解決；其次，軸承存在缺陷導致設備振動較高也不可能通過調整軸封水流量來得到緩解。可以說，EDF提供的這個解釋完全不能說明我們面對的振動現象，因而是不能令人信服的。

3.3主泵軸系的熱變量

一段時間以來，主泵軸系的熱變量被認為是造成主泵振動問題的主要原因。這個解釋認為主泵大軸各向、各個部件的溫度差異導致主泵轉子存在一個熱變量，正是由于這個熱變量的存在和不斷變化才造成主泵軸振動表現出特殊性。

而每次進行現場動平衡試驗就是對這個熱變量進行平衡。

應該說，熱變量的理論基本可以解釋前面列舉的問題，如：轉子存在隨工況而變化的熱變量會造成轉子振動矢量的變化，熱變量在一定程度上也確實可以通過現場動平衡來矯正，等等。但熱變量的解釋卻不能完全說明軸封水流量的改變到底是如何明顯影響到轉子軸振動的。同時兩次簡單的起停過程就會引起軸振動劇烈變化用該理論也無法完美地作出解釋。據此，可以說熱變量應該是導致主泵振動的因素之一，但卻不是根本原因。
4轉子在滑動軸承中的動力學特性是主泵振動問題的根本原因

臥式動壓滑動軸承的動力學理論認為，當臥式轉子穩定工作時，轉子旋轉形成的動壓液膜對轉子有一個承載力，這個力與轉子自重會在某一位置取得平衡，使得轉子軸心與軸承的中心形成一個穩定的角度。在轉子質量偏心形成的離心力擾動下，轉子中心會在這個固定位置做小范圍的弓型渦動，其頻率與轉子工頻同步。

與臥式轉子在滑動軸承中的動力學特點不同，立式轉子在滑動軸承中缺少轉子重力這個負載。可見，軸承中心為O，軸頸中心O’因不平衡而偏離O時，軸頸和軸承間隙沿周向是不均勻的。潤滑液被軸頸帶動，順著轉動方向從較寬的間隙流進較窄的間隙而形成液楔對軸頸有擠壓力作用。設軸承的全部液膜對轉子軸頸的總壓力F位于擠壓的一側并朝向軸頸中心O’，將力F分解為O’的徑向力Fe和周向力Fτ。分力Fe起支持軸頸的作用，相當于轉軸的彈性力，分力Fτ垂直于O’的半徑并順著轉動方向，使O’的速度增大，就是使轉子渦動的力。從直觀上來看就好象液膜"推"軸在軸承內作環繞運動。對轉子穩定性較好的設計，這個渦動會約束在較小的范圍，但對于缺少重力負載的立式軸系而言，穩定性差，這個渦動一旦出現會比較容易呈現發散運動。

這個由于立式轉子穩定性差造成的較大范圍的渦動在現場采集的軸振動的軸心軌跡圖和時域波型上可以清晰地找到。

正常穩定的轉子由于必然存在的離心力的作用，軸心軌跡會表現出近似一個橢圓，且約束在較小的范圍，如嶺澳2號機3號主泵在第一燃料循環周期內軸振動水平在50μm左右。嶺澳1號機3號主泵在第一燃料循環的大部分時間軸振動都維持在200μm的較高水平，其軸心軌跡明顯發散且表現出明顯的"8"字型特征，說明振動信號除主頻率以外還有一個較大的擾動存在。再觀察時域波形的圖形，主泵電機工作頻率（25Hz）非常清晰，但每一個由于離心力而產生的正弦波上都負載了一個與工作頻率同頻率的分量，將這兩個峰值的幅值相加基本上與頻譜上的工頻分量相吻合。由此可以看出，主泵頻譜上的工頻分量實際上是由幾個同頻率的分量構成（主要包括質量偏心、轉子渦動等），要大幅度地降低工頻振動僅僅平衡質量偏心是不夠的，幫助轉子穩定下來，消除這個同頻擾動后軸振動才會下降到理想的水平。

可以進一步認為，這個由于立式轉子不穩定而產生的渦動最初會由于滑動軸承液膜的剛度而限制在小范圍，但運行時間加長，無疑會增大離心力，而離心力又增大渦動力，需要不斷增加剛度來約束大范圍的渦動，軸承液膜會越來越薄，最終振動幅值超過軸承間隙，使得動靜摩擦，破壞設備。事實上大亞灣1號機3號主泵在第九個燃料循環中軸振動水平最大到220μm，在軸心軌跡圖上出現了碰磨的跡象，大修檢查該泵的水導軸承發現已經出現磨損的坑槽。

5運用新的理論來解釋主泵的振動現象

了解了立式轉子的動力學特征就可以比較全面地解釋主泵出現的這些"奇特"的振動現象了。

5.1變化的軸封水流量改變了支撐剛度進而影響到轉子振動

研究主泵的具體結構不難發現，保持一回路密封的1、2、3道液體密封與主泵的水導軸承統一構成了主泵轉子系統的徑向支撐體系。油膜（液膜）的厚度是影響滑動軸承剛度的因素之一，油膜越厚剛度越弱，反之則越強。當軸封水流量變化時實際上就是改變了立式轉子的支撐剛度，軸振動狀態的變化也就不難理解了。另一方面，正常工作期間，立式轉子處于脆弱的平衡狀態，在剛度改變這一顯著的擾動下，原先的穩定狀態被破壞，一旦"不幸"不能重新找到新的平衡位置，渦動放大，振動狀態也就不能回復到原先的水平了。

5.2工作環境的改變影響了轉子在軸承中的工作位置

事實上，在大修后一回路升溫、升壓過程中，主泵轉子軸系就在不斷適應轉子的工作環境，"尋找"自己最佳的工作位置，到熱停堆狀態一回路溫度、壓力穩定后，轉子軸頸在滑動軸承中最終的工作位置才會確定下來。這個過程反映在振動相位上就表現為振動高點的不斷變化上。

5.3現場動平衡是對轉子體系綜合因素的平衡

通過對主泵軸心軌跡和時域波形的分析，我們可以發現，當主泵振動大時雖然都表現為工頻振動占絕大部分，但實際上這個頻率的振動幅值是由兩個部分構成的：其一，轉子系統真實存在的質量不平衡，這個分量絕對存在，只是大小的差別；其二，與轉速頻率同頻的渦動頻率，這個渦動是由于立式轉子穩定性差而造成的，并隨著離心力而不斷加大。現場動平衡實際上是對轉子熱變量、水力不平衡、質量不平衡以及轉子系統特定的工作條件（包括剛度、阻尼）等綜合條件而進行的附加配重。這個配重一定要使得轉子在滑動軸承中達到相對穩定的狀態才算成功，否則這次平衡之后還會需要再次進行。同時運行當中主泵軸系工作狀態（剛度、阻尼）的明顯改變也會使得平衡的努力歸于失敗。

6提高立式轉子穩定性的方法

6.1實際中可以操作的手段

立式轉子穩定性問題是在機械設計時就確定了，但這并不意味著運營單位一定無所作為。支撐系統的剛度、滑動軸承的間隙、質量平衡的精度等諸多因素都可以影響到轉子的穩定性。在實踐中如果主泵振動較大，在檢修過程中可以重點檢查：

（1）軸承、密封等支撐系統螺栓的緊力。在轉子擾動力一定的情況下，剛度越大振動的響應就越小。支撐系統處于設計的理想狀態有利于提高轉子的穩定性。

（2）轉子與滑動軸承的間隙。間隙過大的滑動軸承可以讓小的不平衡、不對中引起大的振動。

（3）盡量提高轉子的平衡精度。根據振動理論，不平衡擾動力在任何轉子上都會存在。提高平衡精度有利于減小對穩定性脆弱的轉子的擾動。當然對渦動占據主要成分的情況，進一步提高平衡精度非常困難，此時還是應該在幫助轉子穩定方面多下功夫。

6.2最終解決主泵振動問題的理論探討

為了解決立式轉子穩定性差的問題，國外有的技術文獻提出建議，要求在安裝立式轉子的靠背輪時預置一個偏心，用轉子偏心的撓性力來提高轉子的穩定性，當然這個偏心量應該是經過嚴格計算的數值，它既能夠提高轉子的穩定性又保證軸系不會由于太大的偏心而造成設備損壞。可以要求主泵的廠家進行這項工作。