“華龍一號”核主泵泵組轉子軸向竄動量有限元分析

董富弟,李天斌*,蘇舒

(1. 上海電氣凱士比核電泵閥有限公司,上海 201306; 2. 中國核動力研究設計院,四川 成都 610041)

核反應堆冷卻劑泵又稱核主泵,是核島一回路主系統中唯一的旋轉設備,對核電站的安全穩定運行有著至關重要的作用[1].根據密封形式,核主泵可分為軸封型和無軸封型,中國現已建成核電站中多采用軸封型核主泵[2-3].

影響泵組軸向竄動量的因素主要有系統壓力、水力載荷、泵組轉子自重、系統溫度下的結構變形等.系統壓力的升高使得泵組軸向推力的方向發生改變,而克服轉子自重和水力載荷使得泵組轉子的軸向位置向電動機方向移動.隨著系統壓力以及溫度進一步升高,泵和電動機部件的溫度發生改變,各部件熱膨脹對泵組轉子的軸向竄動量也會產生一定的影響.

軸密封作為軸封型主泵最為關鍵的部件,一旦失效會導致核電廠一回路的壓力邊界完整性喪失[4].核主泵泵組轉子的軸向竄動量和核主泵軸密封功能使用緊密相關,如果轉子軸向竄動量過大,將減小核主泵機械密封在運行過程中的自由補償間隙,對核主泵泵組的正常運行產生不利影響.在理論和試驗研究方面,袁壽其等[5]、龍云等[6]分別對核主泵內部的水力優化設計、氣液兩相流動、流固耦合、四象限特性等基礎理論與技術研究現狀進行了闡述.LU等[7]、ZHU等[8]分別對核主泵的四象限特性通過試驗及理論分析的方法進行了研究.在有限元分析方面,李定等[9]針對核主泵機械密封的熱流耦合進行研究,分析了轉速、沖洗速度和沖洗進出口位置對傳熱的影響.顧希垚等[10]研究了核主泵轉子和定子之間的間隙流對轉子動力學特性的影響.韓寶華等[11]對核主泵葉輪間隙和間隙長度對軸向力的影響進行了定量分析.CHENG等[12]對核主泵的導葉與泵殼不同軸向和周向位置下的內部流場及壓力脈動情況進行了研究.文獻[13-15]針對核主泵內部流場的非定常計算精度、入口彎曲管段對主泵內部流場特性的影響以及核主泵卡轉子工況下的內部壓力脈動特性進行了研究.而轉子軸向竄動量對機組運行的影響分析則更多集中在汽輪機領域[16-17].

文中建立某型號軸封型核主泵泵組的有限元分析模型,對該核主泵泵組的轉子軸向竄動量進行分析及調整優化,并對核主泵進行全流量試驗驗證.

1 計算模型及邊界條件

以某 “華龍一號”軸封型核主泵泵組為研究對象,核主泵為單級立式混流泵,該泵主要設計參數分別為運行壓力p=15.16 MPa,運行溫度T=292 ℃,系統流量Q=24 680 m3/h,額定揚程H=91 m,運行轉速n=1 485 r/min.電動機置于泵的上部,泵和電動機通過聯軸器連接.泵組設計為三軸承支撐結構,只有一個軸向推力軸承,且位于電動機頂部非驅動端,是整個轉子的唯一軸向支撐點.圖1為某“華龍一號”軸封型核主泵結構示意圖.

圖1 某“華龍一號”軸封型核主泵結構示意圖Fig.1 Structural schematic diagram of a certain type of shaft-sealed RCP of HPR1000

應用ANSYS軟件對泵和電動機相關零部件運行過程中的變形進行建模和有限元分析.為了便于區分泵和電動機相關零部件在運行工況下對軸向竄動量的影響,對泵側部件、電動機靜止部件、電動機轉子部件分別進行建模和獨立分析.

圖2為泵側部件有限元分析模型,主要包括泵殼、密封室、密封壓蓋、電動機支座、主螺栓、密封室螺栓以及內部轉子部件等.由于該區域圓周方向均勻分布16個緊固件,而緊固件又是軸對稱結構設計,故有限元分析基于成熟的工程經驗,采用1/32的3D扇形模型,包含73 696個單元、281 716個節點.

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

圖3為電動機靜止部件分析模型,主要包括電動機框架、驅動端徑向軸承部件、非驅動端徑向軸承和推力軸承部件等.由于電動機框架上部分零件為非對稱布置,故電動機靜止部件有限元分析采用了整體3D模型,并對推力軸承區域的網格進行加密.該有限元模型包含54 115個單元、237 981個節點.

圖3 電動機靜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體單元SOLID90、流體單元FLUID116以及表面效應單元SURF152模擬腔體內部流體介質對零件表面溫度分布的影響,首先根據熱交換系數進行熱分析,然后將熱分析結果輸入進行應力變形分析.采用對稱邊界.

腔體內部流體介質與零件表面的熱交換計算公式為

q=hf(TS-TB),

(1)

式中:q為單位面積熱流密度;hf為膜系數;TS為模型表面溫度;TB為相鄰流體溫度.

2 轉子軸向竄動量的計算分析

2.1 泵部件軸向竄動量

在核主泵泵組運行期間,溫度對泵靜止部件存在一定的影響.由于零件的設計和位置分布不同,整體影響也不相同.

電動機支座主要與環境空氣接觸,因此與直接接觸軸封注入水的密封室和密封壓蓋相比,其熱變形較小,對環境的散熱較小.在核主泵熱態運行工況下,電動機支座軸向變形約為3.742 mm,密封室區域軸向變形約為4.287 mm,如圖4所示.電動機支座和密封室區域之間的軸向變形差值約為0.545 mm.

圖4 泵靜止部件軸向竄動量Fig.4 Axial displacement of pump static components

分析認為,在核主泵熱態運行工況下,電動機支座軸向變形小于密封室區域變形,故電動機支座和密封室區域之間的溫度影響有利于密封室腔體內的機械密封自由補償間隙,對核主泵運行沒有負面影響.

2.2 電動機部件軸向竄動量

由于核主泵泵組轉子的軸向竄動量高度依賴電動機,而電動機靜止部件中除了電動機框架變形外,軸向限制主要依賴非驅動端推力軸承部件.

在核主泵泵組正常運行工況下,考慮自重后,整個電動機部件的軸向竄動量主要由外部載荷變形、軸承游隙、受熱膨脹變形3部分組成.

圖5為電動機靜止部件軸向竄動量δ分布,可以看出,電動機靜止部件不考慮受熱膨脹變形的軸向變形主要集中在非驅動端推力軸承,其受力后的最大軸向變形約為1.022 mm,位于推力軸承底座.

圖5 電動機靜止部件軸向竄動量Fig.5 Axial displacement of motor static components

圖6為電動機轉子的軸向竄動量δ分布,可以看出,在核主泵泵組正常運行工況下,考慮自重而不考慮受熱膨脹變形情況下,電動機轉子的軸向變形約為0.210 mm.

圖6 電動機轉子的軸向竄動量Fig.6 Axial displacement of motor rotor components

除了電動機靜止部件和電動機轉子的外部載荷變形外,在核主泵泵組正常運行工況下,隨著繞組溫度的升高,電動機框架等零部件會受熱膨脹變形,對電動機的軸向運動也會產生一定的影響.計算結果顯示,電動機框架等零部件受熱膨脹變形約為1.000 mm.

綜上分析認為,在核主泵泵組熱態運行工況下,考慮自重和推力軸承的設計游隙后,整個電動機部件的總軸向竄動量較大,大于3.000 mm,將會對核主泵泵組正常運行產生負面影響.

3 有限元計算結果驗證

為了驗證有限元計算結果的準確性,使用液壓頂升裝置,以電動機驅動端軸頭為支點,對電動機轉子部件進行頂升試驗,采用百分表對試驗期間電動機轉子的軸向竄動量進行測量,如圖7所示.

圖7 電動機轉子部件的液壓頂升試驗示意圖Fig.7 Schematic diagram of hydraulic jacking test for motor rotor components

圖8為頂升試驗結果,可以看出:隨著液壓頂升裝置頂升壓力F不斷增大,電動機轉子軸向竄動量δ從0逐漸增大,在0.200～0.290 mm處出現了第1個轉折點;轉折點之后隨著液壓頂升裝置壓力的微升,電動機轉子軸向竄動量出現了垂直向上移動的趨勢,并隨后出現了第2個轉折點.

圖8 電動機轉子部件的液壓頂升試驗曲線Fig.8 Hydraulic jacking test curve of motor rotor components

分析認為,第1個轉折點0.200～0.290 mm處即為液壓頂升裝置克服電動機轉子部件自重的臨界點,與有限元計算結果電動機轉子考慮自重而不考慮受熱膨脹變形的軸向變形位移0.210 mm相吻合.第2個轉折點處即為推力軸承的游隙,與設計值相吻合.

4 軸向竄動量調整優化

泵和電動機有限元分析結果顯示,核主泵泵組的軸向竄動量較大,主要集中在電動機部件.為了消除電動機部件較大軸向竄動量對核主泵泵組的運行影響,可以從以下3個方面進行調整優化:

1) 改進電動機設計結構和選材,減小電動機相關部件受外部載荷和受熱膨脹變形量.

2) 在保證電動機推力軸承使用功能不受影響的前提下,通過增加調整墊片的方式減小推力軸承游隙值.

3) 增大部分轉子零件的設計高度,增加核主泵機械密封自由補償間隙裕量.

4.1 軸承游隙調整優化及液壓頂升試驗驗證

在不改變電動機設計結構和選材的情況下,采用上述調整優化2),即增加墊片的方式對推力軸承游隙值進行調整優化.在進行核主泵泵組全流量試驗之前,為了驗證調整方案對核主泵泵組軸向竄動量優化的有效性,使用液壓頂升裝置對電動機轉子部件再次進行頂升試驗,結果如圖9所示,圖中紅線、綠線分別為墊片調整優化前、后的軸向竄動頂升量.

圖9 墊片調整前后電動機轉子部件液壓頂升試驗結果Fig.9 Hydraulic jacking test results of motor rotor components before and after shim adjustment

由圖9可以看出,調整前后克服轉子自重的第1個軸向竄動量轉折點一致,而調整前后推力軸承游隙值的轉折點發生了變化,該變化差值即為調整優化墊片的厚度,驗證了該調整方案對核主泵泵組軸向竄動量優化的有效性.

4.2 核主泵泵組全流量試驗驗證

由于核主泵泵組轉子是由多個零件裝配組合而成,因此每臺泵組的整體尺寸因加工公差而有所不同,從而出現每臺泵和電動機組合之后的軸向竄動量可能有所不同.考慮到個體差異,為了進一步減小核主泵泵組軸向竄動量,完全消除核主泵泵組運行過程中的潛在負面影響,在對推力軸承游隙值進行調整優化的基礎上,采用上述調整優化3),即增大部分轉子零件的設計高度.

圖10為核主泵泵組全流量試驗的軸向竄動量曲線,圖中橫坐標t為核主泵泵組從冷態工況下啟動后不斷升溫、升壓至熱態運行工況的時間.可以看出,在全流量試驗過程中,核主泵泵組各項性能參數運行穩定,在不改變電動機設計結構和選材的前提下,通過增加調整墊片和增大部分轉子零件設計高度的方式,有效降低了核主泵泵組在運行期間的軸向竄動量(約為2.200 mm),消除了核主泵運行過程中因軸向竄動量過大所引起的潛在負面影響.

圖10 核主泵泵組在全流量試驗期間的軸向竄動量Fig.10 Axial displacement of RCP set during full flow load test

5 結 論

采用有限元分析計算和試驗相結合的方法對某型號“華龍一號”軸封型核主泵泵組的轉子軸向竄動量進行了研究,分析了在自重、外部載荷和受熱膨脹因素下泵和電動機相關部件對核主泵泵組軸向竄動量的影響,得到如下結論:

1) 泵側電動機支座和密封室區域之間的結構設計有利于核主泵機械密封自由補償間隙,而電動機相關部件受外部載荷變形和受熱膨脹變形較為敏感.為了避免對核主泵泵組的正常運行產生負面影響,在其他型號軸封型核主泵泵組的結構設計中需重點關注電動機相關零部件變形所引起的軸向竄動.

2) 在不改變電動機設計結構和選材的前提下,可以通過增加墊片和增大部分轉子零件設計高度的方法對電動機推力軸承游隙值和轉子軸向竄動量進行調整優化,并通過液壓頂升試驗實現對電動機轉子部件的自重變形和推力軸承游隙進行測量.

3) 通過有限元數值計算可以準確計算出核主泵泵組在自重、外部載荷和受熱膨脹因素下的轉子軸向竄動量,為其他型號軸封型核主泵泵組的結構設計提供了有效的分析研究方法.