主泵試驗臺架振動原因分析與修改方案

蔡 坤，朱昶帆，張 瑞，邱 健，鄭明光

(1.上海交通大學 機械與動力工程學院，上海 200240； 2.上海核工程研究設計院有限公司，上海 200233)

反應堆冷卻劑泵(RCP，簡稱主泵)是核電站中主回路系統的關鍵設備，要求振動小、噪聲低、可靠性高。核電站主回路[1]主要由壓力容器、蒸汽發生器、穩壓器、主泵和主管道構成。與三代反應堆AP1000類似，主回路內布置有4臺主泵，分別懸掛在2臺蒸汽發生器下。

主泵在研發過程中其功能和性能需經試驗驗證，為此廠家建造了試驗臺架進行主泵的各項指標測試。試驗臺架[2]中，主泵樣機類似懸掛在由鋼結構支撐的試驗回路管道上，與主回路的主泵懸掛方式保持一致。

為保證主泵振動量實時監測，在主泵上設置了多個振動傳感器，分別設置在上部泵體和下部電機連接的法蘭位置及下部電機的底端位置(由于主泵為屏蔽泵，轉子振動無法直接測量，傳感器安裝在定子上)。主泵樣機試驗期間，電機底端位置的傳感器顯示主泵振動偏大(垂直于轉軸方向的振動幅值超過200 μm)，樣機規范書中要求主泵振動位移峰-峰值小于127 μm，為保護樣機暫停試驗，查明原因后重啟試驗。

主泵作為旋轉機械，從故障分析[3]角度其振動的原因多種多樣。黃義剛等[4]按照部件總結了引發振動的原因；Gülich[5]按照振動機理總結了振動與噪聲的原因；Al-Qutub等[6]用試驗方法研究了葉輪和導葉間隙對壓力脈動的影響和葉通頻率的流致振動。針對核電主泵，Koo等[7]介紹了核電廠主泵在線監測系統的專家診斷系統；李如源等[8]介紹了田灣1號核電機組葉片脫落事件；袁少波等[9]分析了秦山三期核主泵的振動超標原因和處理方法，振動由傳感器支撐振動造成；歐陽欽等[10]介紹了在線監測系統在田灣核電廠的應用，并發現了多個機組主泵振動偏大的原因是止推軸承摩擦副的缺陷；楊璋[11]用有限元方法分析了寧德核電主泵的振動特性；周志文等[12]介紹了方家山主泵安裝調試中遇到的軸封系統壓力不足的情況；成德[13]研究了AP系列主泵的振動特性；李振[14]研究了福清核電主泵半速渦動的情況；晏金煒[15]介紹了KSB主泵試驗臺架的基礎共振。

本工作分析主泵的轉子動力學特性和試驗回路的結構動力學振動特性。根據多種實測數據和有限元分析對照，確定振動偏大的原因，在此基礎上提出減振方案。

1 動力學分析方法

主泵為屏蔽泵，泵和電機共用一個軸，如圖1所示。動力學分析可得到主泵自身的振動特性和試驗臺架整體結構的振動特性。

振動特性分析是關注結構的固有頻率，不考慮激振力，動力平衡方程[16]為：

(1)

圖1 主泵結構模型(a)和有限元模型(b)Fig.1 Structure model (a) and finite element model (b) of RCP

主泵作為旋轉機械，需考慮轉子動力學對振動的影響。轉子動力學可看作結構動力學的一個分支，考慮轉子轉動時，科氏加速度和軸承剛度對轉子振動特性有影響，從而演化出復雜的振動特性。在轉子小幅振動時，一般假設軸承的剛度、阻尼和等效質量等為常量，轉子振動為線性振動。轉子動力學的計算方法分為傳遞矩陣法和有限元法。其中線性振動用有限元法表達式簡潔、模型直觀且計算精度高，工程分析中可同時模擬轉子、軸承、定子和其他部件，因此用有限元法模擬轉子越來越廣泛。轉子的動力學平衡方程[17]在結構動力學方程的基礎上增加了陀螺阻尼項，方程如下：

([B]+[K]){u}={f}

(2)

式中：[B]為軸承剛度矩陣；{f}為載荷向量；[G]為陀螺阻尼項，由單元陀螺阻尼[Ge]組成。

(3)

式中：[N]為單元形函數；ρ為密度；V為單元體；[ω]為角速度的矩陣形式。

(4)

式中，ωx、ωy和ωz為轉速的分量。

對式(2)左端求解可得{u}的通解，即特征向量。特征向量及其特征值對應轉子的模態和頻率，即轉子模態和固有頻率。

2 主泵和臺架的動力學分析

2.1 主泵轉子動力學分析

主泵振動超標時，轉子滿轉速(1 478 r/min)，分析此狀態下主泵的模態。主泵的泵部分和電機部分共用1個軸，或說由電機軸直接驅動葉輪。轉子動力學分析時，需把泵和電機作為整體分析。由于主泵懸掛在回路中，軸承沒有剛度足夠大的固定，轉子分析時有限元模型需包括定子模型和泵殼，結構和簡化模型如圖1所示[18]。

有限元模型考慮了屏蔽泵的間隙環流[19-20]，得到當主泵入口固定時的固有頻率，列于表1。

由主泵入口固定的模態分析可見，主泵自身的固有頻率為11～12 Hz，轉子彎曲的固有頻率為20～23 Hz，轉子軸向串動的頻率為29～30 Hz。

2.2 樣機和試驗回路整體動力學分析

考慮相對試驗回路主泵樣機的質量大、剛度大，因此動力學分析時把主泵、試驗回路和試驗臺架結構的模型組裝為整體。其中管道用梁單元模擬，主泵入口與試驗回路入口段的梁單元連接，主泵出口與試驗回路出口段的梁單元連接，試驗回路通過支撐(簡化為梁單元)與鋼結構連接(連接位置用節點耦合)，部分鋼結構與混凝土結構(簡化為板單元)連接，其他鋼結構固定在地基上(邊界條件為固支)，混凝土結構固定在地基上(邊界條件為固支)，使用有限元軟件ANSYS建立的模型如圖2所示。

表1 主泵入口固定時的固有頻率Table 1 Natural frequency of RCP anchored

圖2 主泵樣機和試驗回路的ANSYS模型Fig.2 ANSYS model of RCP prototype and test loop

由主泵、回路和臺架鋼結構構成的整體結構有限元模型分析可得到整體的固有頻率，列于表2。表2中x向為主泵出口方向，y向為垂直于試驗回路的平面方向。由試驗回路的模態分析可見，試驗回路整體的固有頻率在2～5 Hz范圍內，主要為主泵的懸臂振動。當試驗回路和鋼結構支撐主泵時，由于主泵質量(約100 t)大，試驗回路和鋼結構相對主泵剛度較小，因此整體的固有頻率較低。從設計角度看，主泵轉速為30%～100%滿轉速(頻率約為7.5～25 Hz)，整體頻率較低可有效避開主泵試驗的激勵頻率。

表2 主泵樣機和試驗回路的固有頻率Table 2 Natural frequency of RCP prototype and test loop

3 振動數據與原因分析

3.1 主泵電機出廠振動數據

主泵電機部分出廠時進行了轉子空載(未安裝葉輪)情況下主泵底蓋的振動量測量(主泵自帶速度傳感器，采樣頻率為4 kHz)，測量時主泵懸掛在管道上，其頻譜如圖3所示，可見頻譜主要為2.5 Hz和3.5 Hz的振動。

3.2 樣機試驗采集的振動數據

樣機試驗中，主泵帶載運行，主泵電機底端的振動傳感器拾取了主泵電機的振動信號，在40 Hz電頻驅動下在線監測系統提供的振動信號(主泵自帶速度傳感器和積分器，采樣頻率為4 kHz)轉換為頻譜，如圖4所示。

圖3 空載下主泵底蓋x向(a)和y向(b)振動有效值頻譜Fig.3 Spectrum of RCP at end cap in x direction (a) and y direction (b) with no load

圖4 負載下主泵底蓋振動頻譜Fig.4 Spectrum of RCP at end cap with load

由圖4可見，40 Hz電頻的驅動下，振動主要為2.5 Hz和3.5 Hz的低頻振動。主泵樣機和試驗回路模態分析得到的固有頻率在2～5 Hz范圍內，與試驗測到的振動(2～4 Hz)接近，而轉子和主泵的固有頻率在10 Hz以上，由此排除轉子引發的振動，初步確定振動由結構引發。試驗中主泵與試驗臺架鋼結構剛性連接，受鋼結構剛度的影響明顯，計算與實際情況較接近。

為進一步確認振動原因，通過敲擊試驗驗證主泵和臺架整體的固有頻率。

3.3 敲擊試驗和加固對比試驗

為進一步驗證并希望通過改變回路固有頻率的方法解決主泵及回路共振，進行了回路模態測試(5 kg力錘，在試驗回路上分布加速度傳感器)，并實施臨時加固后(圖5所示紅色圈中的2個綠色支架)再次進行了模態測試(測量數據由測試團隊提供)。主泵底端的加速度傳感器顯示，整體的固有頻率為2.5 Hz和3.6 Hz，增加支架加固后整體的固有頻率變為2.6 Hz和4.4 Hz，相比原回路固有頻率增加。由于新增支架使主泵x向剛度增加明顯，x向的固有頻率增加明顯。

圖5 試驗回路示意圖Fig.5 Scheme of test loop

敲擊試驗得到的固有頻率與主泵振動的主要頻率成分一致，基本可確認主泵振動偏大是載荷激起了主泵和臺架整體的固有頻率。

3.4 低速運行試驗

為進一步尋找和確認載荷，驗證振動頻率與結構整體的固有頻率一致，加載25 Hz電頻驅動，使轉子以約12.5 Hz(四極電機)的頻率低速轉動，得到主泵電機底端水平方向(x向和y向)的振動時程(主泵自帶速度傳感器和積分器，采樣頻率為4 kHz)，振動位移的峰-峰值最大值為164 μm。位移頻譜如圖6所示。

圖6 回路加固后主泵底蓋振動頻譜Fig.6 Spectrum of RCP at end cap with test loop reinforced

由圖6可見，主泵振動主要有兩部分：1) 25 Hz電頻驅動下轉子的振動(約12.5 Hz)；2) 結構整體固有頻率的振動，管道加固后固有頻率變大，主泵振動頻率隨之增大。由此可進一步確認主泵的振動是固有頻率的振動。

3.5 激振載荷

由于泵流量大，在泵出口存在明顯的寬頻激勵。圖7示出試驗時測到的泵入口、出口和調節閥下游的壓力脈動頻譜(采用高溫壓力脈動傳感器，采樣頻率為4 kHz)。

圖7 試驗時回路的壓力脈動頻譜Fig.7 Spectrum of pressure fluctuation in test loop

由圖7可見，在0～20 Hz范圍內，泵出口的壓力存在明顯的寬頻激勵。另外，管道內流速很高[1](功率運行時流速約為18.1 m/s)，雷諾數約為1×108，湍流在回路中流動引起摩擦耦合振動、泊松耦合振動和分支管彎管處動力耦合振動等[21]，流體產生寬頻激勵。

4 修改后試驗

主泵振動傳感器的信號偏大主要由于反映主泵自身振動的同時，疊加了試驗臺架整體的振動，因此實測振動比預期偏大。經評估后振動對主泵本身不造成影響，因此重啟試驗。試驗前進行了減振降噪的修改：在常溫下運行緩沖罐，以吸收部分壓力脈動；在主泵出口管道段增加吸能阻尼器，以降低管道振動；適當增加濾波(截斷頻率10 Hz和300 Hz的帶通濾波)，以降低低頻和高頻的信號干擾。

重啟后主泵振動降到規范書要求以下，主泵運行到40 Hz的振動頻譜如圖8所示。

5 結論

主泵樣機試驗中主泵振動超標，振動主要集中在2～5 Hz的低頻和轉頻。通過詳細的主泵轉子動力學特性分析和試驗臺架整體的振動特性分析可知，主泵懸掛在試驗回路上造成主泵和試驗臺架整體的多階固有頻率在2～5 000 Hz之間。結合多種實測振動和振動特性分析，確認主泵振動超標的主要原因是主泵和管道內高速流動流體的寬頻激勵引發的主泵和試驗臺架整體的振動。振動信號包含了反映主泵自身振動的同時，疊加了試驗臺架整體的振動，因此實測振動比預期偏大。經過在常溫下運行緩沖罐、在主泵出口管道段增加吸能阻尼器和適當增加濾波后重啟試驗，主泵振動滿足樣機規范書要求。

圖8 重啟后試驗主泵振動頻譜Fig.8 Spectrum of RCP after test restarting