核电主泵电机推力瓦温度波动研究

唐彬嘉，毛文军，徐建泉，张道科，李俭君

(1. 中广核核电运营有限公司，深圳 518000； 2. 阳江核电有限公司，阳江 529941；3. 东方法马通核泵有限责任公司，德阳 618000)

0 引言

反应堆冷却剂泵(简称主泵)是压水堆核电站压力边界的一部分。在正常情况下，主泵的功能是将冷却剂升压，补偿系统的压力损失，为反应堆堆芯提供足够的冷却流量并保证反应堆冷却剂的循环。在事故工况下，依靠主泵机组的惯性惰转带出堆芯余热，保证反应堆的安全。因此，维持主泵安全、稳定运行，关乎核电厂的核安全。国内在运或在建的压水堆核电站大多使用法国热蒙公司(现为Framatome)技术生产的100D型主泵，目前已有约70多台主泵在国内商运。主泵电机轴承温度水平是衡量主泵运行状态的重要指标。对该型号主泵电机上轴承备用测温瓦在功率运行期间，随RRI冷却水温度降低时发生温度波动问题进行分析，从主泵电机轴承的功能结构和原理上进行探究。

主泵电机参数

型号： PNCY164-90-4

额定功率： 6 500 kW

定子额定电压： 6 600 V

额定频率： 50 Hz

接法： Y型

额定转速： 1 485 r/min

极对数： 2

额定功率因素： 0．93

效率： 91．7%

耐热等级： F

旋转方向： 轴端顺时针

主泵水泵参数

泵型： 单级、立式离心泵

型号： 100D

正常流量： 23 790 m3/h

最大反向流量： 5 724 m3/h

扬程： 97．2 m±1．5%

轴功率：

冷态(水比重为1)8 042 kW

热态(水比重为0．742) 5 932 kW

1 主泵轴承结构及原理介绍

100D型主泵属于轴封立式泵组(见图1)，驱动电机布置在水泵上方，从上至下分为上部径向轴承、金斯伯里式推力轴承、下部径向轴承支承。泵轴由水润滑的向心轴承支承，泵转子引起的轴向力(系统压力和水力部件以及转子部件自重联合作用所产生的轴向力)是靠油润滑的金斯伯里式双向推力轴承承受，在一回路工况正常运行时由上推力轴承承受轴向力。

图1 主泵结构图

电机推力轴承和上部径向轴承都置于上部油箱中，上部油箱存有润滑油约760 L，油冷却器存有205 L。泵组工作时，轴承是自润滑的，外部的顶轴油泵关闭。转子上的推力头与粘滞油泵(见图2)配合，运行时推力头旋转产生离心力使热油进入粘滞油泵形成正压，粘滞油泵腔室压力升高使热油进入油冷却器冷却，热油冷却后又从冷油管道进入油室，这样形成强制循环。

图2 热电偶装配示意图

主泵电机推力轴承为金斯伯里式轴承，由推力盘对称的上、下各8块可倾式推力轴瓦组成(见图3)。轴瓦的支撑系统为具有自平衡特性的平衡梁，平衡梁把推力负荷均匀地分配到各止推轴瓦上。无论正常工况，还是瞬态或事故工况，这一特性在主泵运行时均能够得以保持。推力轴承的总间隙在0.34～0.42 mm之间，当电机运转时，推力瓦与推力头不接触，推力头带动润滑油在推力头和推力瓦之间形成楔形承载油膜。

图3 推力轴承及平衡梁

电机上部径向轴承、下部径向轴承、推力轴承的轴瓦均设置两个测温元件，分别安装在主用和备用测温瓦φ8 mm的测温孔中。测温元件为本体直径φ8 mm的热电偶，共探头段直径为φ3 mm，通过1/4NPT螺纹锁定在推力瓦的测温孔上。装配时要求热电偶顶部与测温孔底部不能接触，有10 mm间隙，测温元件实际测量为测温孔里面平均油温。

2 推力瓦温度波动分析

2．1 现象描述

某核电站1号机组3号泵在2015年商运后存在一现象。当气温降低，主泵电机轴承润滑油冷却水(RRI冷却水)温度降低到约26 ℃时，上推力瓦备用测温探头(黄色线)数值就会产生波动，波动数值在48～55 ℃之间(见图4)，而上推力瓦主用测温探头无波动。当RRI冷却水上升后，上推力瓦备用测温探头波动就消失，其他主泵电机轴瓦温度探头均无该现象。

图4 推力瓦温度随RRI冷却水波动

2015年到2020年间，每年在低温时段上推力瓦备用测温探头均有波动；在温度上升到约26 ℃后波动消失，见表1。

表1 温度波动统计

2．2 推力轴承受力分析

在热态一回路系统压力152 bar、温度293 ℃工况下，主泵转子的总轴向力主要分为3部分：设转子的重力P1、泵轴向力P2、叶轮端动反力P3、总轴向力P；由于下推力轴承对推力头的推力较小，本文不作考虑。因此工况运行时上推力轴承受力(总轴向力)P=P1+P2+P3(见图5)，进行简化计算。

图5 轴系受力分析

根据转子轴系总质量计算转子自重：

P1=mg=174 kN

水泵1号密封的平衡直径约φ242 mm，泵叶轮口吸入压力152 bar，则泵轴向力：

式中：p1为泵进口压力；pa为大气压力；dh为轴密封平衡直径。

在一回路293 ℃工况下，流量为23 790 m3/h，水比重为0.742；则叶轮端的动反力：

P3=ρQt(νm0-νm3cosa)=247 kN[1]

式中：ρ为液体密度；Qt为泵额定流量；νm0，νm3为叶片进口稍前、出口稍后的轴面速度；a为叶轮出口轴面速度与轴线方向的夹角。

总轴向力(上推力轴承向下推力)：

P=P1+P2+P3=282 kN(向上)，

每块瓦受力：

Fm=P/8=35.2 kN(向上)。

2．3 油膜厚度计算

一回路工况下，上推力轴承承受轴向力，主泵电机上/下推力轴承与推力头总间隙在0.34～0.42 mm之间，主泵运行时推力头带动润滑油在推力头和推力瓦之间形成楔形承载油膜。设楔形油膜最厚部分为h1、最薄部分为h2，主泵轴承为自平衡梁能够随工况变化自动调节倾斜度，最小油膜h2随之改变，结构(见图6)。最小油膜厚度计算如下：

图6 楔形油膜

式中：Fm为每块瓦受力，Fm=P/8=35.2 kN；w为角速度，w=πn/30=155.43 rad/s(转速取带载时额定转速1 485 r/min)；η为动力黏度，η=ν(50 ℃)·ρ=0.0 216 pa·s；B为轴承宽度，B=D2-D1/2=0.134 m。

图7 Stribeck曲线

2．4 原因分析

从图4可以看出，当RRI冷却水温度降低时，推力瓦备用测温探头温度是向上波动的；根据推力瓦测温结构可以看出，在正常工况运行时热电偶温度波动性升高有两种可能性：

(1) 推力瓦摩擦力变化使热电偶测得温度波动升高。

(2) 热电偶探头与推力瓦测温孔壁不断接触、分开造成温度波动升高。因此，结合RRI冷却水温度变化对热电偶测温进行分析。

2．4．1 推力瓦摆动引起温度波动

图8 润滑油黏温曲线

主泵电机上部轴承运行时，油通过油冷却器冷却，冷却后的冷油通过管道进入轴承腔室。静止时上部轴承“0”油位(见图9虚线)与上推力瓦上表面距离约为60 mm，与冷油管道上端距离约30 mm。当电机运转时由于离心力作用电机油室中部的油位降低、外部的油位升高，因此电机运行时上推力瓦上表面的油位是降低的，通过液位窗口观察油室外部油位升高约12 mm。由于油室外部直径大，因此电机中部的油位降低更多，即润滑油淹没上推力瓦的油位高度较低。

图9 静态时油位与各零件位置关系

主泵电机上轴承油室润滑油通过，进入油冷却器冷却后从油室冷油管道排出，冷油排出管道方向正好对着上推力瓦备用测温瓦(见图10)，上/下推力测温瓦轴向位置相同。上推力瓦上部油位较低易受冷油冲击影响，使上推轴承备用测温瓦进油的温度比其余推力瓦温度低。根据油膜厚度计算公式，油黏度变大时其相应油膜间隙也应该增加，但由于推力轴承平衡梁能自动找平，当某一块瓦受力增加时，增量的力由8块推力瓦均分，因此，备用推力瓦周边油的黏度增加(即承载能力增加)不能使其油膜间隙值增大到其相应厚度值。当备用测温瓦与其余推力瓦附近的油温差(黏度差)达到一定值时，由于油膜间隙与其进油黏度不匹配即油膜间隙相对偏小(叠加原本楔形油膜最小间隙较小只有0.065 mm)；黏度变大后的油流动和楔入能力变弱，推力瓦与推力头之间的楔形油膜出现承载不稳定现象，从而引起油膜振荡造成备用推力瓦来回摆动。

图10 冷油管与测温瓦位置关系

备用推力瓦来回摆动可能会与推力头不断接触，从而使推力瓦摩擦发热不断变化，热电偶测得的温度波动升高。该型号主泵电机的冷油出油管是配加工焊接件，每台电机油管角度焊接有差异，角度差异造成每台电机冷油管出油口对备用上推力瓦冲击影响不同。

2．4．2 推力瓦摆动叠加测温探头与测温孔壁接近引起温度波动

推力瓦测温元件通过螺纹卡箍(锥形状)紧固在推力瓦测温孔上，测温元件直径φ8 mm外壳及其引线外壳(φ3 mm)均为不锈钢，它们之间接头是通过焊接连在一起，因此导线有一定刚度。当润滑油黏度变化使推力瓦波动时，由于测温元件导线固定在油腔室上，测温元件探头与推力瓦之间会产生一定相对位移；若测温元件安装时探头与测温孔壁距离较近(见图11)，当推力瓦摆动时会使测温探头与测温孔壁不断的接触、分离，从而使上推备用瓦测得的温度不断向上波动。

图11 测温探头与测温孔距离较近

3 结论

本文从主泵电机的功能、结构、运行等方面分析了可能影响推力瓦温度波动原因；通过对轴承进行受力计算、油膜计算、测温原理分析，从结构和技术参数上进行探索研究；找出可能使推力瓦波动的原因。上推力瓦温度在电机油冷却器冷却水(RRI)温度降低时产生波动是主泵行业运行多年一直未解决或分析透彻的难题；文中所述恐不完全正确，但对后续遇到同类温度波动问题或故障检修提供一定的参考价值；相信在国内行业同仁不断深入研究下，这一难题终究会得到解决。