核电主泵轴振动分析与处理

黄勇波

1.概述

某核电厂主泵轴振动每天出现几次报警（报警值设为216μm），均值约在170μm。两套机组8台主泵有6台轴位移超标，位移均值在 140～170μm（A 区域 127μm）。主泵为立式泵，泵电机位于泵的上方，电机由两侧的两个吊挂通过两个预应力拉杆悬挂支承，泵安装于管道上，电机上部还有3个抗震垫支撑，以防止泵倾倒。主泵电机的功率为6711kW，转速为1485r/min；主泵的结构为单级离心式叶片泵，叶轮叶片数Z=5，有一个吸入口，两个出口。

振动监测采用的是美国迪飞公司生产的DP104动态型号处理系统，可进行信号分析、模态分析、有限元分析比较和磁盘记录存储。实时处理，高动态范围，可在测量中找出频谱特征。

主泵和电机布置了3个壳体振动速度传感器和轴振动电涡流传感器（图1）。采用DP104与主传热泵在线保护系统的缓冲输出端连接。拾取没有经过处理的振动速度传感器和非接触式电涡流式振动信号，由DP104数据采集器采集振动信号并进行振动频谱分析。按照ISO 10816—3标准及ISO 7919—3标准，分别监测和评定电机上下轴承座和泵轴承座径向方向振动速度和泵轴振动。

2.振动信号频谱分析

为了得到全面的信息，几台主泵进行正常运行情况下振动测试，3号主泵停、启泵过程振动信号测量以及支架固有频率测试。

（1）主泵正常运行振动频谱

在二号机组满功率、主泵正常运行的工况下，采集3号泵传感器振动频谱（图2、图3、图4）。频谱图中振动的主要能量都集中在25Hz和125Hz附近，24.75Hz是泵的正常工作频率（f），因为主泵有5个叶片，所以124.75Hz是泵的叶片通过频率（BPF）＝5f，所以振动的主要能量集中在1f和5f附近是正常的。图2中除1f和5f处的振动能量外，基本没有其他频段的能量，而且在线振动测量数据也显示，这两处的振动值稳定正常，远小于报警值。图3和图4中除了1f和5f的能量外，还有其他一些随机杂乱的能量频段，尤其是在195Hz附近接近8f有较为明显的能量，该频段的能量很可能就是造成轴位移振动偏高并时常报警的根源。8f激振力的来源是工作频率倍频谐波引起的，未在泵壳的速度振动频谱图2中出现，在位移振动频谱图3和图4中出现，其原因可能是轴位移振动传感器支架刚性较差，存在共振的可能性。二号机组的其他3台主泵的情况基本相同。

（2）停泵过程中频谱分析

对停机过程中的3号泵采集轴位移振动数据，发现3号泵在降速惰转过程中通过了一个共振频率（图5），图6是共振区间对应的频谱图，可以看到3号泵的共振频率fn=200Hz，约等于8f，所以可以断定3号主泵确实在8f附近存在共振。

（3）支架固有频率测量

为了找到8f处共振的原因，在现场对3号主泵轴位移振动传感器的支架进行锤击试验，以确定该固定支架的固有频率。试验时固定支架安装在主泵上，与运转状态时完全相同。固定测试传感器于支架上方，锤击支架末端，抓取振动信号。图7所示的试验结果表明，3号主泵的固有频率约为fn=194.47Hz。这表明3号主泵轴位移8f共振的根源是支架的固有频率和激振力频率接近引起的。同时对其他主泵的支架做同样的锤击试验，结果表明它们的固有频率都不同程度的接近8f，所以共振是这些泵轴位移振动偏高导致报警的共同原因。

3.处理措施及效果

根据上述分析诊断为支架引起机组共振，首先考虑加固支架。由于支架本身结构和材料所限，在支架焊接加固后进行的锤击试验结果表明，共振频率只能从200Hz提高到220Hz，在支架降低2cm后可提高到228Hz，该方法效果不甚理想，还可能会发生9f和10f共振。为此，将支架高度降低一个测量面，支架越矮，共振频率越高，引起主泵振动越小。在厂房进行了主泵轴振动位移传感器短支架锤击试验，结果固有频率≥860Hz，即使发生共振由于刚度较高，振动位移也可忽略不计。在二号机组大修中，对4台主泵的轴位移振动探头支架进行了更换，实际运行表明，主泵的轴位移振动探头支架共振现象完全消除，各泵轴位移振动也都有明显下降。对一号机组的4台主泵采用相同方法更换支架后共振完全消除。

轴位移振动探头支架设计时应该考虑支架共振带来影响，尽可能提高支架刚度，降低支架振动位移在测量中的不良影响。

W13.04-32