“华龙一号”核主泵泵组转子轴向窜动量有限元分析

董富弟,李天斌*,苏舒

(1. 上海电气凯士比核电泵阀有限公司,上海 201306; 2. 中国核动力研究设计院,四川 成都 610041)

核反应堆冷却剂泵又称核主泵,是核岛一回路主系统中唯一的旋转设备,对核电站的安全稳定运行有着至关重要的作用[1].根据密封形式,核主泵可分为轴封型和无轴封型,中国现已建成核电站中多采用轴封型核主泵[2-3].

影响泵组轴向窜动量的因素主要有系统压力、水力载荷、泵组转子自重、系统温度下的结构变形等.系统压力的升高使得泵组轴向推力的方向发生改变,而克服转子自重和水力载荷使得泵组转子的轴向位置向电动机方向移动.随着系统压力以及温度进一步升高,泵和电动机部件的温度发生改变,各部件热膨胀对泵组转子的轴向窜动量也会产生一定的影响.

轴密封作为轴封型主泵最为关键的部件,一旦失效会导致核电厂一回路的压力边界完整性丧失[4].核主泵泵组转子的轴向窜动量和核主泵轴密封功能使用紧密相关,如果转子轴向窜动量过大,将减小核主泵机械密封在运行过程中的自由补偿间隙,对核主泵泵组的正常运行产生不利影响.在理论和试验研究方面,袁寿其等[5]、龙云等[6]分别对核主泵内部的水力优化设计、气液两相流动、流固耦合、四象限特性等基础理论与技术研究现状进行了阐述.LU等[7]、ZHU等[8]分别对核主泵的四象限特性通过试验及理论分析的方法进行了研究.在有限元分析方面,李定等[9]针对核主泵机械密封的热流耦合进行研究,分析了转速、冲洗速度和冲洗进出口位置对传热的影响.顾希垚等[10]研究了核主泵转子和定子之间的间隙流对转子动力学特性的影响.韩宝华等[11]对核主泵叶轮间隙和间隙长度对轴向力的影响进行了定量分析.CHENG等[12]对核主泵的导叶与泵壳不同轴向和周向位置下的内部流场及压力脉动情况进行了研究.文献[13-15]针对核主泵内部流场的非定常计算精度、入口弯曲管段对主泵内部流场特性的影响以及核主泵卡转子工况下的内部压力脉动特性进行了研究.而转子轴向窜动量对机组运行的影响分析则更多集中在汽轮机领域[16-17].

文中建立某型号轴封型核主泵泵组的有限元分析模型,对该核主泵泵组的转子轴向窜动量进行分析及调整优化,并对核主泵进行全流量试验验证.

1 计算模型及边界条件

以某 “华龙一号”轴封型核主泵泵组为研究对象,核主泵为单级立式混流泵,该泵主要设计参数分别为运行压力p=15.16 MPa,运行温度T=292 ℃,系统流量Q=24 680 m3/h,额定扬程H=91 m,运行转速n=1 485 r/min.电动机置于泵的上部,泵和电动机通过联轴器连接.泵组设计为三轴承支撑结构,只有一个轴向推力轴承,且位于电动机顶部非驱动端,是整个转子的唯一轴向支撑点.图1为某“华龙一号”轴封型核主泵结构示意图.

图1 某“华龙一号”轴封型核主泵结构示意图Fig.1 Structural schematic diagram of a certain type of shaft-sealed RCP of HPR1000

应用ANSYS软件对泵和电动机相关零部件运行过程中的变形进行建模和有限元分析.为了便于区分泵和电动机相关零部件在运行工况下对轴向窜动量的影响,对泵侧部件、电动机静止部件、电动机转子部件分别进行建模和独立分析.

图2为泵侧部件有限元分析模型,主要包括泵壳、密封室、密封压盖、电动机支座、主螺栓、密封室螺栓以及内部转子部件等.由于该区域圆周方向均匀分布16个紧固件,而紧固件又是轴对称结构设计,故有限元分析基于成熟的工程经验,采用1/32的3D扇形模型,包含73 696个单元、281 716个节点.

图2 泵部件有限元分析模型Fig.2 Finite element analysis model of pump components

图3为电动机静止部件分析模型,主要包括电动机框架、驱动端径向轴承部件、非驱动端径向轴承和推力轴承部件等.由于电动机框架上部分零件为非对称布置,故电动机静止部件有限元分析采用了整体3D模型,并对推力轴承区域的网格进行加密.该有限元模型包含54 115个单元、237 981个节点.

图3 电动机静止部件有限元分析模型Fig.3 Finite element analysis model of static components of motor

有限元分析中采用固体单元SOLID90、流体单元FLUID116以及表面效应单元SURF152模拟腔体内部流体介质对零件表面温度分布的影响,首先根据热交换系数进行热分析,然后将热分析结果输入进行应力变形分析.采用对称边界.

腔体内部流体介质与零件表面的热交换计算公式为

q=hf(TS-TB),

(1)

式中:q为单位面积热流密度;hf为膜系数;TS为模型表面温度;TB为相邻流体温度.

2 转子轴向窜动量的计算分析

2.1 泵部件轴向窜动量

在核主泵泵组运行期间,温度对泵静止部件存在一定的影响.由于零件的设计和位置分布不同,整体影响也不相同.

电动机支座主要与环境空气接触,因此与直接接触轴封注入水的密封室和密封压盖相比,其热变形较小,对环境的散热较小.在核主泵热态运行工况下,电动机支座轴向变形约为3.742 mm,密封室区域轴向变形约为4.287 mm,如图4所示.电动机支座和密封室区域之间的轴向变形差值约为0.545 mm.

图4 泵静止部件轴向窜动量Fig.4 Axial displacement of pump static components

分析认为,在核主泵热态运行工况下,电动机支座轴向变形小于密封室区域变形,故电动机支座和密封室区域之间的温度影响有利于密封室腔体内的机械密封自由补偿间隙,对核主泵运行没有负面影响.

2.2 电动机部件轴向窜动量

由于核主泵泵组转子的轴向窜动量高度依赖电动机,而电动机静止部件中除了电动机框架变形外,轴向限制主要依赖非驱动端推力轴承部件.

在核主泵泵组正常运行工况下,考虑自重后,整个电动机部件的轴向窜动量主要由外部载荷变形、轴承游隙、受热膨胀变形3部分组成.

图5为电动机静止部件轴向窜动量δ分布,可以看出,电动机静止部件不考虑受热膨胀变形的轴向变形主要集中在非驱动端推力轴承,其受力后的最大轴向变形约为1.022 mm,位于推力轴承底座.

图5 电动机静止部件轴向窜动量Fig.5 Axial displacement of motor static components

图6为电动机转子的轴向窜动量δ分布,可以看出,在核主泵泵组正常运行工况下,考虑自重而不考虑受热膨胀变形情况下,电动机转子的轴向变形约为0.210 mm.

图6 电动机转子的轴向窜动量Fig.6 Axial displacement of motor rotor components

除了电动机静止部件和电动机转子的外部载荷变形外,在核主泵泵组正常运行工况下,随着绕组温度的升高,电动机框架等零部件会受热膨胀变形,对电动机的轴向运动也会产生一定的影响.计算结果显示,电动机框架等零部件受热膨胀变形约为1.000 mm.

综上分析认为,在核主泵泵组热态运行工况下,考虑自重和推力轴承的设计游隙后,整个电动机部件的总轴向窜动量较大,大于3.000 mm,将会对核主泵泵组正常运行产生负面影响.

3 有限元计算结果验证

为了验证有限元计算结果的准确性,使用液压顶升装置,以电动机驱动端轴头为支点,对电动机转子部件进行顶升试验,采用百分表对试验期间电动机转子的轴向窜动量进行测量,如图7所示.

图7 电动机转子部件的液压顶升试验示意图Fig.7 Schematic diagram of hydraulic jacking test for motor rotor components

图8为顶升试验结果,可以看出:随着液压顶升装置顶升压力F不断增大,电动机转子轴向窜动量δ从0逐渐增大,在0.200～0.290 mm处出现了第1个转折点;转折点之后随着液压顶升装置压力的微升,电动机转子轴向窜动量出现了垂直向上移动的趋势,并随后出现了第2个转折点.

图8 电动机转子部件的液压顶升试验曲线Fig.8 Hydraulic jacking test curve of motor rotor components

分析认为,第1个转折点0.200～0.290 mm处即为液压顶升装置克服电动机转子部件自重的临界点,与有限元计算结果电动机转子考虑自重而不考虑受热膨胀变形的轴向变形位移0.210 mm相吻合.第2个转折点处即为推力轴承的游隙,与设计值相吻合.

4 轴向窜动量调整优化

泵和电动机有限元分析结果显示,核主泵泵组的轴向窜动量较大,主要集中在电动机部件.为了消除电动机部件较大轴向窜动量对核主泵泵组的运行影响,可以从以下3个方面进行调整优化:

1) 改进电动机设计结构和选材,减小电动机相关部件受外部载荷和受热膨胀变形量.

2) 在保证电动机推力轴承使用功能不受影响的前提下,通过增加调整垫片的方式减小推力轴承游隙值.

3) 增大部分转子零件的设计高度,增加核主泵机械密封自由补偿间隙裕量.

4.1 轴承游隙调整优化及液压顶升试验验证

在不改变电动机设计结构和选材的情况下,采用上述调整优化2),即增加垫片的方式对推力轴承游隙值进行调整优化.在进行核主泵泵组全流量试验之前,为了验证调整方案对核主泵泵组轴向窜动量优化的有效性,使用液压顶升装置对电动机转子部件再次进行顶升试验,结果如图9所示,图中红线、绿线分别为垫片调整优化前、后的轴向窜动顶升量.

图9 垫片调整前后电动机转子部件液压顶升试验结果Fig.9 Hydraulic jacking test results of motor rotor components before and after shim adjustment

由图9可以看出,调整前后克服转子自重的第1个轴向窜动量转折点一致,而调整前后推力轴承游隙值的转折点发生了变化,该变化差值即为调整优化垫片的厚度,验证了该调整方案对核主泵泵组轴向窜动量优化的有效性.

4.2 核主泵泵组全流量试验验证

由于核主泵泵组转子是由多个零件装配组合而成,因此每台泵组的整体尺寸因加工公差而有所不同,从而出现每台泵和电动机组合之后的轴向窜动量可能有所不同.考虑到个体差异,为了进一步减小核主泵泵组轴向窜动量,完全消除核主泵泵组运行过程中的潜在负面影响,在对推力轴承游隙值进行调整优化的基础上,采用上述调整优化3),即增大部分转子零件的设计高度.

图10为核主泵泵组全流量试验的轴向窜动量曲线,图中横坐标t为核主泵泵组从冷态工况下启动后不断升温、升压至热态运行工况的时间.可以看出,在全流量试验过程中,核主泵泵组各项性能参数运行稳定,在不改变电动机设计结构和选材的前提下,通过增加调整垫片和增大部分转子零件设计高度的方式,有效降低了核主泵泵组在运行期间的轴向窜动量(约为2.200 mm),消除了核主泵运行过程中因轴向窜动量过大所引起的潜在负面影响.

图10 核主泵泵组在全流量试验期间的轴向窜动量Fig.10 Axial displacement of RCP set during full flow load test

5 结 论

采用有限元分析计算和试验相结合的方法对某型号“华龙一号”轴封型核主泵泵组的转子轴向窜动量进行了研究,分析了在自重、外部载荷和受热膨胀因素下泵和电动机相关部件对核主泵泵组轴向窜动量的影响,得到如下结论:

1) 泵侧电动机支座和密封室区域之间的结构设计有利于核主泵机械密封自由补偿间隙,而电动机相关部件受外部载荷变形和受热膨胀变形较为敏感.为了避免对核主泵泵组的正常运行产生负面影响,在其他型号轴封型核主泵泵组的结构设计中需重点关注电动机相关零部件变形所引起的轴向窜动.

2) 在不改变电动机设计结构和选材的前提下,可以通过增加垫片和增大部分转子零件设计高度的方法对电动机推力轴承游隙值和转子轴向窜动量进行调整优化,并通过液压顶升试验实现对电动机转子部件的自重变形和推力轴承游隙进行测量.

3) 通过有限元数值计算可以准确计算出核主泵泵组在自重、外部载荷和受热膨胀因素下的转子轴向窜动量,为其他型号轴封型核主泵泵组的结构设计提供了有效的分析研究方法.