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核二級高壓安全注射泵軸向力平衡的試驗研究

文檔作者：張興盧熙寧尚佳成陸春虎文檔來源：上海凱泉泵業(yè)(集團)有限公司		點擊數：	更新時間： 2022年04月27日
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10 FLUID MACHINERY Vo1．39，No．8，2011
文章編號： 1005—0329(2011)一0010—04
核二級高壓安全注射泵軸向力平衡的試驗研究
張興，盧熙寧。尚佳成，陸春虎
(上海凱泉泵業(yè)(集團)有限公司，上海201804)
摘要： 通過理論計算的方法得到高壓安全注射泵在設計點的軸向力，用軸向力測定裝置實時測量泵組啟動瞬態(tài)及不
同運行工況下軸向力的數值，獲得了高壓安全注射泵啟停軸向力特性和變流量軸向力特性，用以驗證軸向力的計算結
果，并為高壓安全注射泵推力軸承系統(tǒng)的設計提供第一手數據，以確保軸向力平衡機構安全可靠運行。
關鍵詞： 軸向力測定；軸向力平衡；理論計算；設計驗證
中國分類號： TH3 文獻標識碼： A doi：10．3969／j．issn．1005—0329．2011．08．003
Experimental Study on the Balance of Axial Force for Nuclear Safety Class 2
High——pressure Safety Injection Pump
ZHANG Xing，LU Xi—ning，SHANG Jia-cheng，LU Chun—hu
(Shanghai Kaiquan Pump(Group)Co．，Ltd．，Shanghai 201 804 ，China)
Abstract： Obtain the axial force of High—pressure Safety Injection Pump at design point by theoretical calculation，then take
real time measurement for axial force value of the pump unit at both start transient state and different operating conditions through
axial force measuring device to acquire axial force characteristics at start—stop and variable capacity of High—pressure Safety In·
jection Pump，SO as to verify axial force results and provide the first—hand data for engineering applications，to ensure safe and
reliable operation for the balance structure of ax ial force．
Key words： measurement for ax ial force；the balance of axial force；theoretical calculation；design verification
1 引言
高壓安全注射泵機組是壓水堆核電廠核島一
回路安全注射系統(tǒng)中的主要設備之一，其功用為：
當反應堆冷卻劑系統(tǒng)發(fā)生中小破口失水事故或蒸
汽管道破裂事故時，高壓安全注射泵投入運行，向
反應堆內注水，維持堆芯冷卻，降低反應堆的反應
性。
高壓安全注射泵為臥式多級雙筒體離心泵，
共11級葉輪(首級加10級次級葉輪)同方向布
置，采用平衡鼓結構平衡軸向力，殘余軸向力由推
力軸承承擔。
高壓安全注射泵屬于核安全二級泵，其設計
使用壽命為40年，為滿足其設計使用壽命的要
收稿日期： 2011—06—20
求，除了承壓部件的設計必須滿足相關規(guī)范并須
通過抗震分析、水壓試驗和抗震試驗以外，還必須
對泵內各種受力進行分析、計算和測定。其中，軸
向力無疑是對泵組的可靠運行至關重要的一項力
學指標，其理論計算及試驗測定是軸向力平衡機
構設計流程中的重要環(huán)節(jié)。
2 軸向力計算
多級離心泵軸向力的計算有一套完整的計算
理論及方法，也有一些其它計算理論與方法 。
以下用3種計算方法對高壓安全注射泵的軸
向力進行計算。高壓安全注射泵葉輪尺寸參數如
表1所示。
2011年第39卷第8期 流體機械
表1 高壓安全注射泵葉輪尺寸參數
參數 數值
葉輪外徑 263
首級葉輪密封環(huán)直徑(in) 135
次級葉輪密封環(huán)直徑(mm) l20
葉輪輪轂直徑(mm) 75
設計點總揚程(m) 6l6
泵單級揚程(m) 56
泵轉速(r／min) 2960
(1)按文獻[1]軸向力計算公式計算為：
( 【 一 2( )]
經計算，首級葉輪的軸向力A =3453．7N，
次級葉輪的軸向力A， =2365．8N，11級葉輪產生
的軸向力為A1=A1l+l0 Al2=271i1．7N。
動反力計算公式為：
A2=pQ (Vm0一Vm3COSO／)
經計算，首級葉輪的動反力A： =138．2N，次
級葉輪的動反力A：：=253N，11級葉輪總的動反
力為A2=A2l+10 A22=2668．2N。
總的軸向力為：F=A1一A2=24443．5N
(2)按Stepanof在文獻[2]中推出的計算密
封環(huán)前后壓力差的經驗公式： =÷ ，得出
軸向力公式：
Al='rrpg(R 一R )HL
經計算得出首級葉輪的軸向力A ，=5675．3N，
次級葉輪的軸向力A ：=3952．44N，11級葉輪產
生的軸向力A =45199．7N，總的軸向力為F=A
一A2=42531．5N。
(3)按照KSB單級葉輪軸向力經驗公式(已
計及動反力)：
F = PS
其中，當密封環(huán)半徑間隙為0．1mm時，
0．5( +o．09
當密封環(huán)半徑間隙為0．2mm時，
o．s4( ) +o．·
計算得首級葉輪： l=0．1576，k2=0．173；次
級葉輪kl=0．1375，k2=0．1513。
由于高壓安注泵密封環(huán)半徑間隙為0．175
mm，采用插值法，得出：首級葉輪k：0．1692，次
級葉輪k=0．1479，則首級葉輪軸向力F．=
5147．4N，次級葉輪軸向力F =4500N，總的軸向
力為F=49144．5 N。
(4)殘余軸向力
殘余軸向力為經過平衡鼓平衡后的軸向力，
一般認為，平衡鼓能平衡80％ ～90％ 的軸向力，
并據此計算平衡鼓的尺寸?？紤]安全余量，我們
按照83％ 的平衡能力計算平衡鼓尺寸，故按上述
3種總軸向力計算方法所得出的殘余軸向力分別
為：4155．4N，7230．4N，8354．6N。
從上面3種計算方法所得出的殘余軸向力
看，其值相差較大，很難確定哪一個更接近真實的
結果。殘余軸向力將最終作用于推力軸承上，其
結果直接影響到推力軸承的選型以及潤滑油系統(tǒng)
的熱平衡計算。
而不同工況下軸向力的變化規(guī)律如何，從泵
組開始啟動到全速運行期間以及泵停車后軸向力
的變化趨勢等，這些都是理論計算所不能及的。
為此，我們設計了一套軸向力測定裝置，以準確測
量高壓安注泵啟動瞬態(tài)軸向力的變化大小及方
向，以及從關閉點到最大流量點軸向力的變化規(guī)
律。
3 軸向力測定方法
(1)軸向力測定裝置原理(見圖1)：將原推
力軸承部件內的推力盤，推力瓦等零件拿掉，取而一
代之以深溝球軸承，深溝球軸承的內圈通過軸承
套與轉子部件連接，外圈固定在一個可軸向移動
的套筒內，套筒的右端面通過螺栓連接在推拉力
傳感器組件的s形傳感器一頭，S形傳感器的另
一頭通過調節(jié)螺釘連接在一個與軸承座相連的基
座上。通過調節(jié)螺釘將轉子拉到軸向懸空位置，
使推拉力傳感器能夠完全承受來自轉子的推力和
拉力。
(2)測試工具：采用外置式推拉力傳感器組
件，型號為HF一10K，其最大負荷值為10kN，示值
誤差±0．5％ ，每秒鐘采集數據13～15次。傳感
器組件包括一個s形傳感器，一個數據處理器及
一根Rs232數據線。S形傳感器獲取的電信號通
過集成在其上的數據線傳給數據處理器，數據處
理器可以在其顯示屏上直接實時顯示數值，也可
以通過Rs232數據線與電腦進行通訊，通過其
專有軟件，在電腦上連續(xù)顯示時間與力的變化
曲線。
12 FLUID MACHINERY Vo1．
39，No．客，2011
圖1 軸向力測定裝置示意
(3)測定關鍵控制點
1)深溝球軸承的選擇必須確保其能承受理
論計算殘余軸向力的2倍以上軸向負荷，以保證
試驗的安全性；
2)試驗前通過調整調節(jié)螺釘，讓轉子在軸向
處于自由狀態(tài)，然后鎖緊調節(jié)螺釘，這樣才能確保
s形傳感器雙向受力；
3)測試前須對推拉力傳感器進行調零操作。
4 軸向力測定數據
所測定的軸向力為經平衡鼓平衡后的殘余軸
向力，分兩步進行，首先測量泵在設計點的啟動和
停車軸向力特性，其次測量在不同流量下軸向力
的變化規(guī)律。
(1)啟動一停車軸向力測定
啟動一停車軸向力曲線如圖2所示，部分實
例數據見表2。
Z
：
-叵
暴
表2 部分實測數據表
時間(s)
圖2 啟動一停車軸向力曲線
時間(s) l3．86 l3．93 14．75 15 15．42 16 l6．56 I 20 35．31 37
軸向力(kN) 0 —0．26 —0．59 —0．48 0 3．4 9．58 l 9．41 8．98 4．42
分析表2試驗數據，在13．93 S時，機組開始
啟動，l4．75 s總軸向力達到最大負值一0．59 kN，
此時由于機組剛啟動，軸向力還未完全建立起來，
因此動反力起主要作用；接著在l6．56 S，總軸向
力達到最大正值9．58 kN，隨著轉速恒定，總軸向
力也基本恒定在9．4 kN左右。
當接到停車信號后，泵組進入惰轉狀態(tài)，在整
個將近50 s的惰轉期間，軸向力呈拋物線下降趨
勢。
從上述試驗中，我們發(fā)現動反力在啟動后的
0．82 S達到最大，并拉動轉子部件向軸向力相反
的方向移動，這與我們試驗時在現場觀察到的現
象相吻合。動反力最終作用在推力軸瓦的副瓦
上，因此在設計推力軸承與副瓦的間隙以及副瓦
的油潤滑等方面，都應充分考慮動反力作用的大
小、頻率以及時間等方面因素。
(2)不同流量點軸向力測定
圖3示出泵組全流量下軸向力的變化趨勢，
從圖中可以看出，從關閉點到大流量點，隨著流量
的增加，軸向力呈現下降趨勢，隨著流量接近大流
量點，軸向力下降的趨勢趨于平緩。
lO
Z
9．3
暴
8．6
流量(m ，h)
圖3 流量一軸向力曲線
2011年第39卷第8期 流體機械 13
5 軸向力平衡機構設計
通過軸向力的測定，我們獲得了很多理論計
算所無法得出的數據，這些數據是動態(tài)的、連續(xù)
的，它為高壓安注泵軸向力平衡機構的設計提供
了可靠的第一手資料。
(1)從測量結果看，設計點的殘余軸向力大
約為9．4 kN，這與用KSB的經驗公式所計算的結
果比較接近，這一驗證結果為同類型泵軸向力的
計算提供了較為可靠的驗算方法；
(2)按照18800N(2倍于實測值)的殘余軸向
負荷對推力軸承進行設計校核及潤滑油系統(tǒng)的計
算，使整個軸承系統(tǒng)的設計有更大的安全裕度。
高壓安注泵的軸承系統(tǒng)也在耐久試驗、雜質試驗、
熱沖擊試驗及抗震試驗中經受住了考驗。試驗表
明，推力軸承熱平衡后的最高回油溫度不超過
65℃ ：
(3)考慮到動反力在每次啟動時對副瓦的作
用，我們嚴格控制了推力盤的背面與副瓦之間的
間隙，并對回油孔進行了改進設計，使副瓦在工作
時同樣得到充分的潤滑。從多次解體檢查中，我
們發(fā)現副瓦表面幾乎看不到任何磨損的痕跡。
6 結語
(1)通過軸向力的計算與測定，保證了軸向
力平衡機構設計中關鍵數據的準確性，為推力軸
承的正確選型及熱平衡計算提供了保障；
(2)軸向力的測定，為高壓安全注射泵徑向
力、臨界轉速等特性參數的測定提供了新的思路；
(3)在核電用泵的設計開發(fā)流程中，有一個
重要的環(huán)節(jié)稱之為“設計驗證”，設計驗證有很多
種方法，包括：設計評審、用其它方法替代計算、試
驗驗證等，當用多種計算方法所得出的結果差異
較大時，最好能用試驗的方法加以驗證，這樣才能
確保設計過程中數據鏈的準確性。本次軸向力的
測定試驗，恰恰證明了設計驗證的重要性。
參考文獻
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華大學出版社，2009．
作者簡介：張興(1974一)，男，在讀工程碩士研究生，工程師，
主要從事核電用泵的研發(fā)，通訊地址：201804上海市曹安公路
4255號上海凱泉泵業(yè)(集團)有限公司核電辦。
(上接第37頁)
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作者簡介：賈金才(1957一)，男，通訊地址：450046河南鄭州
市河南煤業(yè)化工集團研究院。
1{ 】 1 4 5 L r L

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