主泵试验台架振动原因分析与修改方案

蔡 坤，朱昶帆，张 瑞，邱 健，郑明光

(1.上海交通大学 机械与动力工程学院，上海 200240； 2.上海核工程研究设计院有限公司，上海 200233)

反应堆冷却剂泵(RCP，简称主泵)是核电站中主回路系统的关键设备，要求振动小、噪声低、可靠性高。核电站主回路[1]主要由压力容器、蒸汽发生器、稳压器、主泵和主管道构成。与三代反应堆AP1000类似，主回路内布置有4台主泵，分别悬挂在2台蒸汽发生器下。

主泵在研发过程中其功能和性能需经试验验证，为此厂家建造了试验台架进行主泵的各项指标测试。试验台架[2]中，主泵样机类似悬挂在由钢结构支撑的试验回路管道上，与主回路的主泵悬挂方式保持一致。

为保证主泵振动量实时监测，在主泵上设置了多个振动传感器，分别设置在上部泵体和下部电机连接的法兰位置及下部电机的底端位置(由于主泵为屏蔽泵，转子振动无法直接测量，传感器安装在定子上)。主泵样机试验期间，电机底端位置的传感器显示主泵振动偏大(垂直于转轴方向的振动幅值超过200 μm)，样机规范书中要求主泵振动位移峰-峰值小于127 μm，为保护样机暂停试验，查明原因后重启试验。

主泵作为旋转机械，从故障分析[3]角度其振动的原因多种多样。黄义刚等[4]按照部件总结了引发振动的原因；Gülich[5]按照振动机理总结了振动与噪声的原因；Al-Qutub等[6]用试验方法研究了叶轮和导叶间隙对压力脉动的影响和叶通频率的流致振动。针对核电主泵，Koo等[7]介绍了核电厂主泵在线监测系统的专家诊断系统；李如源等[8]介绍了田湾1号核电机组叶片脱落事件；袁少波等[9]分析了秦山三期核主泵的振动超标原因和处理方法，振动由传感器支撑振动造成；欧阳钦等[10]介绍了在线监测系统在田湾核电厂的应用，并发现了多个机组主泵振动偏大的原因是止推轴承摩擦副的缺陷；杨璋[11]用有限元方法分析了宁德核电主泵的振动特性；周志文等[12]介绍了方家山主泵安装调试中遇到的轴封系统压力不足的情况；成德[13]研究了AP系列主泵的振动特性；李振[14]研究了福清核电主泵半速涡动的情况；晏金炜[15]介绍了KSB主泵试验台架的基础共振。

本工作分析主泵的转子动力学特性和试验回路的结构动力学振动特性。根据多种实测数据和有限元分析对照，确定振动偏大的原因，在此基础上提出减振方案。

1 动力学分析方法

主泵为屏蔽泵，泵和电机共用一个轴，如图1所示。动力学分析可得到主泵自身的振动特性和试验台架整体结构的振动特性。

振动特性分析是关注结构的固有频率，不考虑激振力，动力平衡方程[16]为：

(1)

图1 主泵结构模型(a)和有限元模型(b)Fig.1 Structure model (a) and finite element model (b) of RCP

主泵作为旋转机械，需考虑转子动力学对振动的影响。转子动力学可看作结构动力学的一个分支，考虑转子转动时，科氏加速度和轴承刚度对转子振动特性有影响，从而演化出复杂的振动特性。在转子小幅振动时，一般假设轴承的刚度、阻尼和等效质量等为常量，转子振动为线性振动。转子动力学的计算方法分为传递矩阵法和有限元法。其中线性振动用有限元法表达式简洁、模型直观且计算精度高，工程分析中可同时模拟转子、轴承、定子和其他部件，因此用有限元法模拟转子越来越广泛。转子的动力学平衡方程[17]在结构动力学方程的基础上增加了陀螺阻尼项，方程如下：

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

(2)

式中：[B]为轴承刚度矩阵；{f}为载荷向量；[G]为陀螺阻尼项，由单元陀螺阻尼[Ge]组成。

(3)

式中：[N]为单元形函数；ρ为密度；V为单元体；[ω]为角速度的矩阵形式。

(4)

式中，ωx、ωy和ωz为转速的分量。

对式(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对应转子的模态和频率，即转子模态和固有频率。

2 主泵和台架的动力学分析

2.1 主泵转子动力学分析

主泵振动超标时，转子满转速(1 478 r/min)，分析此状态下主泵的模态。主泵的泵部分和电机部分共用1个轴，或说由电机轴直接驱动叶轮。转子动力学分析时，需把泵和电机作为整体分析。由于主泵悬挂在回路中，轴承没有刚度足够大的固定，转子分析时有限元模型需包括定子模型和泵壳，结构和简化模型如图1所示[18]。

有限元模型考虑了屏蔽泵的间隙环流[19-20]，得到当主泵入口固定时的固有频率，列于表1。

由主泵入口固定的模态分析可见，主泵自身的固有频率为11～12 Hz，转子弯曲的固有频率为20～23 Hz，转子轴向串动的频率为29～30 Hz。

2.2 样机和试验回路整体动力学分析

考虑相对试验回路主泵样机的质量大、刚度大，因此动力学分析时把主泵、试验回路和试验台架结构的模型组装为整体。其中管道用梁单元模拟，主泵入口与试验回路入口段的梁单元连接，主泵出口与试验回路出口段的梁单元连接，试验回路通过支撑(简化为梁单元)与钢结构连接(连接位置用节点耦合)，部分钢结构与混凝土结构(简化为板单元)连接，其他钢结构固定在地基上(边界条件为固支)，混凝土结构固定在地基上(边界条件为固支)，使用有限元软件ANSYS建立的模型如图2所示。

表1 主泵入口固定时的固有频率Table 1 Natural frequency of RCP anchored

图2 主泵样机和试验回路的ANSYS模型Fig.2 ANSYS model of RCP prototype and test loop

由主泵、回路和台架钢结构构成的整体结构有限元模型分析可得到整体的固有频率，列于表2。表2中x向为主泵出口方向，y向为垂直于试验回路的平面方向。由试验回路的模态分析可见，试验回路整体的固有频率在2～5 Hz范围内，主要为主泵的悬臂振动。当试验回路和钢结构支撑主泵时，由于主泵质量(约100 t)大，试验回路和钢结构相对主泵刚度较小，因此整体的固有频率较低。从设计角度看，主泵转速为30%～100%满转速(频率约为7.5～25 Hz)，整体频率较低可有效避开主泵试验的激励频率。

表2 主泵样机和试验回路的固有频率Table 2 Natural frequency of RCP prototype and test loop

3 振动数据与原因分析

3.1 主泵电机出厂振动数据

主泵电机部分出厂时进行了转子空载(未安装叶轮)情况下主泵底盖的振动量测量(主泵自带速度传感器，采样频率为4 kHz)，测量时主泵悬挂在管道上，其频谱如图3所示，可见频谱主要为2.5 Hz和3.5 Hz的振动。

3.2 样机试验采集的振动数据

样机试验中，主泵带载运行，主泵电机底端的振动传感器拾取了主泵电机的振动信号，在40 Hz电频驱动下在线监测系统提供的振动信号(主泵自带速度传感器和积分器，采样频率为4 kHz)转换为频谱，如图4所示。

图3 空载下主泵底盖x向(a)和y向(b)振动有效值频谱Fig.3 Spectrum of RCP at end cap in x direction (a) and y direction (b) with no load

图4 负载下主泵底盖振动频谱Fig.4 Spectrum of RCP at end cap with load

由图4可见，40 Hz电频的驱动下，振动主要为2.5 Hz和3.5 Hz的低频振动。主泵样机和试验回路模态分析得到的固有频率在2～5 Hz范围内，与试验测到的振动(2～4 Hz)接近，而转子和主泵的固有频率在10 Hz以上，由此排除转子引发的振动，初步确定振动由结构引发。试验中主泵与试验台架钢结构刚性连接，受钢结构刚度的影响明显，计算与实际情况较接近。

为进一步确认振动原因，通过敲击试验验证主泵和台架整体的固有频率。

3.3 敲击试验和加固对比试验

为进一步验证并希望通过改变回路固有频率的方法解决主泵及回路共振，进行了回路模态测试(5 kg力锤，在试验回路上分布加速度传感器)，并实施临时加固后(图5所示红色圈中的2个绿色支架)再次进行了模态测试(测量数据由测试团队提供)。主泵底端的加速度传感器显示，整体的固有频率为2.5 Hz和3.6 Hz，增加支架加固后整体的固有频率变为2.6 Hz和4.4 Hz，相比原回路固有频率增加。由于新增支架使主泵x向刚度增加明显，x向的固有频率增加明显。

图5 试验回路示意图Fig.5 Scheme of test loop

敲击试验得到的固有频率与主泵振动的主要频率成分一致，基本可确认主泵振动偏大是载荷激起了主泵和台架整体的固有频率。

3.4 低速运行试验

为进一步寻找和确认载荷，验证振动频率与结构整体的固有频率一致，加载25 Hz电频驱动，使转子以约12.5 Hz(四极电机)的频率低速转动，得到主泵电机底端水平方向(x向和y向)的振动时程(主泵自带速度传感器和积分器，采样频率为4 kHz)，振动位移的峰-峰值最大值为164 μm。位移频谱如图6所示。

图6 回路加固后主泵底盖振动频谱Fig.6 Spectrum of RCP at end cap with test loop reinforced

由图6可见，主泵振动主要有两部分：1) 25 Hz电频驱动下转子的振动(约12.5 Hz)；2) 结构整体固有频率的振动，管道加固后固有频率变大，主泵振动频率随之增大。由此可进一步确认主泵的振动是固有频率的振动。

3.5 激振载荷

由于泵流量大，在泵出口存在明显的宽频激励。图7示出试验时测到的泵入口、出口和调节阀下游的压力脉动频谱(采用高温压力脉动传感器，采样频率为4 kHz)。

图7 试验时回路的压力脉动频谱Fig.7 Spectrum of pressure fluctuation in test loop

由图7可见，在0～20 Hz范围内，泵出口的压力存在明显的宽频激励。另外，管道内流速很高[1](功率运行时流速约为18.1 m/s)，雷诺数约为1×108，湍流在回路中流动引起摩擦耦合振动、泊松耦合振动和分支管弯管处动力耦合振动等[21]，流体产生宽频激励。

4 修改后试验

主泵振动传感器的信号偏大主要由于反映主泵自身振动的同时，叠加了试验台架整体的振动，因此实测振动比预期偏大。经评估后振动对主泵本身不造成影响，因此重启试验。试验前进行了减振降噪的修改：在常温下运行缓冲罐，以吸收部分压力脉动；在主泵出口管道段增加吸能阻尼器，以降低管道振动；适当增加滤波(截断频率10 Hz和300 Hz的带通滤波)，以降低低频和高频的信号干扰。

重启后主泵振动降到规范书要求以下，主泵运行到40 Hz的振动频谱如图8所示。

5 结论

主泵样机试验中主泵振动超标，振动主要集中在2～5 Hz的低频和转频。通过详细的主泵转子动力学特性分析和试验台架整体的振动特性分析可知，主泵悬挂在试验回路上造成主泵和试验台架整体的多阶固有频率在2～5 000 Hz之间。结合多种实测振动和振动特性分析，确认主泵振动超标的主要原因是主泵和管道内高速流动流体的宽频激励引发的主泵和试验台架整体的振动。振动信号包含了反映主泵自身振动的同时，叠加了试验台架整体的振动，因此实测振动比预期偏大。经过在常温下运行缓冲罐、在主泵出口管道段增加吸能阻尼器和适当增加滤波后重启试验，主泵振动满足样机规范书要求。

图8 重启后试验主泵振动频谱Fig.8 Spectrum of RCP after test restarting