核電站立式泵組結構共振疊加摩擦故障的診斷分析和治理研究

劉明利，王新陽，張輝仁

（山東核電有限公司，山東 煙臺 265116）

廠用水泵是核電站重要的保證冷源的動力設備，振動高故障嚴重威脅核島冷源的縱深防御功能，同時影響核電站的安全穩定運行。廠用水泵是立式深井泵，采用導軸承作為泵轉子的徑向支撐，但由于導軸承數量較多且位于筒體內部，無法直接測量其振動，使得泵轉子振動問題往往不能及時發現。

本文介紹某核電站廠用水泵泵組電機軸承突發振動高故障，對振動數據進行分析，并結合頻譜和理論研究，準確判斷了電機突發振動故障的原因在于泵組轉軸部件，經過解體檢修驗證了判斷的正確性。同時，該故障誘發了泵組結構共振，通過動平衡方式進行了降振處理[1]。

1 立式泵組結構特點和共振特性分析

鑒于立式結構泵組具有管路布置方便、節省空間等特點，在核電廠中大型的凝結水泵、低加疏水泵、循泵、廠用水泵等廣泛采用立式結構，但同時由于立式泵軸系較長、相對支撐剛度低，工作轉速容易接近設備的結構共振區，導致泵組在工作運行頻率下出現結構共振[2,3]。

1.1 立式泵組結構特點[4]

（1）立式泵組軸系布置細而長，特別是多級泵，軸系較長，如圖1 所示，泵座、支架等結構件的剛度較弱，易導致其泵體的橫向剛度較差，結構固有頻率較低。

圖1 廠用水泵泵組軸系簡圖及結構振型圖Fig.1 Diagram of the shaft system and structural vibration mode of service water pump unit

為便于軸系安裝與維護保養，立式泵組的電機機架一般在某一個方向上留有較大面積的窗口，一方面降低了泵組的固有頻率，另一方面使得泵組兩個方向的固有頻率不同。

（2）相比于臥式泵組，立式泵組受到管道布置的限制，一般安裝在環形基礎臺板上，導致其基礎支撐剛度變弱，降低了泵組的結構固有頻率。

1.2 立式泵組共振特性分析[5,6]

（1）通過錘擊法得到較為準確的結構固有頻率，來判斷泵組的結構共振，同時也可以通過松動電動機與支架連接螺栓觀察振動變化情況來識別。根據立式泵組結構共振的振動特點，通過結構振型圖，可以查找結構共振源，如圖1 所示。

（2）立式泵組發生結構共振后，其振動狀況會表現得非常敏感，抗振能力很弱，轉子激振力較小的變化，比如運行工況變化、檢修產生輕微不平衡、停運一段時間重啟后冷熱態引起轉子微弱變形等均可能再次引起振動的波動，這樣泵組需要頻繁地進行動平衡。

（3）根據結構共振的機理，振動處理一方面通過改變結構的固有頻率，例如增加支撐提高剛度、增加阻尼降低固有頻率以及安裝調整，另一方面通過精細動平衡，降低引起結構共振的激振力，從而降低結構共振產生的振動。

2 廠用水泵泵組概述和振動數據

2.1 廠用水泵泵組概述

某核電廠2 號機組配有3 臺廠用水泵，一臺運行、一臺熱備用、一臺冷備用。該泵為立式、7 軸、單支座的濕式水泵，采用浸沒式葉輪，出水管水平布置在泵基礎的上方。從泵吸入口到電機支撐座長度為19.2 m，泵軸依靠揚水管上的徑向橡膠軸承進行徑向定位。軸向推力軸承位于電機上部。泵組轉速為 994 r/min（16.5 Hz），揚程為54 m，功率為500 kW，流量為2 680 m3/h。廠用水泵在電動機支架上法蘭面上裝有在線振動傳感器，用以監測泵體振動。電機側沒有在線振動監測儀表，工作人員采用便攜式振動儀表進行振動測量。泵組結構及振動傳感器布置如圖2 所示。

圖2 泵組結構及振動測點示意圖Fig.2 The pump unit structure and vibration measuring points

2.2 廠用水泵泵組振動數據

2021 年2 月13 日廠用水泵泵體在線振動傳感器振動高閃發報警，振動最大值為5.1 mm/s，超過報警4.5 mm/s，隨后振動測量人員對泵組進行了就地振動測量，振動數據如表1 所示，其中電機垂直方向振動值達到9.71 mm/s，振動值超過停機值7.1 mm/s，隨即停運該泵，切換至B 泵運行。

表1 泵體和電機振動測量數據Table 1 Vibration measurement data of the pump body and motor

結合振動測點1 位置在線振動數據和就地對位置1 和位置2 的振動測量數據，泵體振動都在合格振動標準以內，電機的振動值超過停機值7.1 mm/s。由于泵體振動值在限值以內，且泵體頻譜和電機頻譜成分較為相似，因此本文主要對電機進行頻譜分析。其中，頻譜最大分析頻率為1 600 Hz，頻率分辨率為0.25 Hz，由于振動主要頻率成分集中在工頻附近，所以頻譜中只截取100 Hz 以內的頻段。電機水平方向和垂直方向振動頻譜如圖3、圖4 所示。

圖3 電機水平方向振動頻譜Fig.3 Diagram of horizontal vibration spectrum of motor

圖4 電機垂直方向振動頻譜Fig.4 The vertical vibration spectrum of the motor

通過頻譜圖可以看出，振動的主要頻率以15.5 Hz 為主，并不是以轉速頻率16.5 Hz 為主，同時存在14.5 Hz 的頻率成分。這和以往該泵組振動的情況存在差異（該泵組以往的運行中的振動頻譜主要以單一的工頻16.5 Hz 為主）。

3 廠用水泵泵組電機振動原因分析

3.1 泵組電機歷史振動數據

關于電機振動高，為了分析電機振動故障原因，同時確定泵組中的14.5 Hz、15.5 Hz 的頻率成分，分別調取了2020 年6 月22 日、2020年8 月26 日、2020 年10 月20 日三次振動數據，如表2 所示。

表2 泵組振動歷史數據Table 2 The historical vibration data of the pump unit

根據表2 振動數據可知，電機和泵體的振動都在合格范圍之內。電機水平方向和電機垂直方向振動頻譜分別如圖5、圖6 所示。

圖5 電機水平方向振動頻譜圖Fig.5 The horizontal vibration spectrum of the motor

圖6 電機垂直方向振動頻譜圖Fig.6 The vertical vibration spectrum of the motor

3.2 振動數據分析

根據以上三段歷史振動數據可以看出：

（1）對于電機水平方向而言，振動值在2～3 mm/s，振動值低于4.5 mm/s，振動合格；振動頻譜主要以轉速頻率16.5 Hz 為主。

（2）對于電機垂直方向而言，振動值低于1 mm/s，同時振動情況優于水平方向；振動頻譜產生異常情況：2020 年6 月22 日中，主要以轉速頻率16.5 Hz 為主；8 月26 日中，出現14.5 Hz、15.5 Hz 頻率成分，并且以15.5 Hz 頻率為主；10 月20 日中，依然出現14.5 Hz、15.5 Hz 頻率，以14.5 Hz 頻率為主。

結合2021 年2 月13 日振動超標的振動數據和頻譜分析如下：

（1）2020 年6 月22 日，電機振動水平方向和垂直方向振動合格，振動主要以16.5 Hz 為主，占據90%以上，說明主要以工頻振動為主；

（2）8 月26 日和2020 年10 月20 日，電機水平方向依然以頻率16.5 Hz 為主，以工頻振動為主；但是垂直方向不再以16.5 Hz 為主，出現了14.5 Hz 和15.5 Hz 頻率成分，而且還占據主要頻率；

（3）2021 年2 月13 日，電機水平方向和垂直方向振動值分別達到 5.68 mm/s 和9.71 mm/s，頻率都以 15.5 Hz 為主，都存在14.5 Hz、16.5 Hz 頻率。這種振動特征說明引起振動的原因已經不是普通的工頻振動。

3.3 振動原因的分析[7-13]

（1）由于泵組在電機上部及下部安裝了滾動軸承，滾動軸承故障是引起復雜頻率的故障的一種原因。當滾動軸承故障發展到故障后期，即出現軸承部件沖擊時才會出現較為豐富復雜的頻率，并且會引起頻譜中整個地平噪聲的整體提高。振動診斷人員通過CSI2140 振動分析儀表對電機兩個滾動軸承進行軸承故障分析，根據軸承型號和軸承故障頻率的特點判斷，電機自由端和驅動端兩處軸承并未發現軸承故障頻率，因此排除滾動軸承故障。

（2）動靜部件摩擦時，動靜接觸處相當于轉子增加了一道或數道支撐，由于支撐處的剛度和阻尼不是常數，而與轉子的轉動角度有關，轉子運動方程式為非線性方程，它的解將含有高次諧波和分數諧波的成分。因此動靜部件摩擦可能是引起頻譜中出現復雜頻率成分，根據該泵組歷史頻譜數據的分析不難看出，垂直方向出現了較為豐富的諧波，同時摩擦理論研究和實驗表明，轉子與靜止部件的局部摩擦時會引起穩定的分數諧波，其頻率為轉速頻率的二分之一，如圖6（c）中的8.25 Hz 頻率。

（3）該泵組工頻為16.5 Hz，而14.5 Hz、15.5 Hz 的頻率成分并非工頻的同步或次同步頻率，與工頻成分沒有線性關系，所以引起14.5 Hz、15.5 Hz 的頻率成分的激振力為非線性激振力。非線性激振力主要與軸系支撐結構和安裝質量相關。由于該泵組軸系通過導向軸承進行徑向限位，一旦出現偏差或摩擦，便會產生非線性激振力，從而產生非線性頻率。

（4）結合該泵組的特點，由于泵轉子與電機上部軸承位置距離很遠，如果產生動靜摩擦，產生的振動傳遞至電機上部軸承處時振動值得到衰減，但同時又由于該泵組存在結構共振的問題，使得摩擦引起的頻率得到放大。

綜上所述，懷疑軸系中導軸承出現摩擦，從而產生14.5 Hz、15.5 Hz 的振動頻率，該頻率接近泵組的固有頻率，從而引起泵組發生結構共振。

4 廠用水泵泵組電機振動高振動處理過程

4.1 解體檢查軸系摩擦情況

鑒于3.3 章節關于振動原因的分析，建議對該泵組進行解體檢修，對泵導軸承進行檢查。經過檢查發現，多處導軸承和軸套存在較為嚴重的摩擦，導軸承及軸套磨損情況分別如圖7、圖8 所示，部分導軸承磨損測量數據如表3 所示。

表3 泵組導軸承磨損數據Table 3 Data of the pump unit worn guide bearing

圖7 導軸承磨損情況圖Fig.7 The wear of the guide bearing

圖8 軸套磨損情況圖Fig.8 The wear of the shaft sleeve

4.2 更換導軸承后的振動情況

經過更換軸承和軸套之后，重新啟機，對電機進行了振動測量。電機自由端水平方向振動值為8.27 mm/s，電機自由端垂直方向振動值為7.29 mm/s，振動值超過7.1 mm/s，頻譜圖如圖9、圖10 所示。

圖9 電機水平方向振動頻譜Fig.9 The horizontal vibration spectrum of the motor

圖10 電機垂直方向振動頻譜Fig.10 The vertical vibration spectrum of the motor

顯而易見，更換導軸承及軸套之后，對比圖3、圖4，振動的頻率不再以15.5 Hz 的頻率為主，而是以工頻16.5 Hz 為主，同時也不存在14.5 Hz 的頻率成分。這也就說明，導軸承摩擦故障是14.5 Hz、15.5 Hz 的頻率產生的原因，因此更換導軸承及軸套之后，振動頻譜中，14.5 Hz、15.5 Hz 的頻率消失。

4.3 對泵組結構共振的振動處理

在消除摩擦故障之后，對電機軸承處進行錘擊試驗，時域響應波形圖如圖11 所示，固有頻率如圖12 所示。

圖11 電機錘擊試驗波形圖Fig.11 The waveform of the motor hammering test

圖12 電機錘擊試驗固有頻率圖Fig.12 The natural frequency of the motor hammering test

由圖12 可知，電機固有頻率15.5 Hz 的頻率和轉速頻率16.5 Hz 非常接近。同時通過電機支架螺栓扭矩調整試驗，如圖13 所示，按照一定組合通過調整①～⑧號螺栓，驗證了螺栓扭矩對振動有較為明確的影響。綜合考慮考慮該泵組存在為結構共振[14-17]。

圖13 電機支架扭矩調整試驗圖Fig.13 The torque adjustment test of the motor support

根據本文1.2 章節論述，結構共振泵組的振動處理可以主要通過改變結構的固有頻率，例如增加支撐提高剛度、增加阻尼降低固有頻率以及安裝調整，另一方面通過精細動平衡。鑒于現場實施的客觀條件以及其他因素影響的綜合考慮，決定通過精細動平衡進行振動處理[18-20]。動平衡方案如圖14 所示，在電機頂部風扇進行平衡塊的調整，如圖15 所示。電機自由端水平方向和垂直方向振動值降為2.3 mm/s和3.6 mm/s，滿足4.5 mm/s 的振動限值。

圖14 電機動平衡方案Fig.14 The motor dynamic balance plan

圖15 電機配重位置圖Fig.15 The motor balance weight position

5 結論

通過對廠用水泵泵組振動高的處理，可以得到以下結論：

（1）立式長軸深井泵組的導軸承位置往往無法進行振動測量，可以通過對上部電機振動信號進行高分辨率頻譜分析，及早發現并識別導軸承故障信號。

（2）導軸承發生摩擦后，除了產生較為豐富的諧波和次諧波頻率外，還會產生其非線性激振力引起的非線性頻率。

（3）導軸承摩擦引起的非線性頻率成分會由于接近泵組結構的固有頻率而被放大，同時由于結構共振泵組振動的敏感性，摩擦產生的激振力很容易導致泵組振動超標。