核电厂主泵振动分析与故障诊断
1. 故障背景
热试期间，某压水堆核电厂的4台反应堆冷却剂泵（以下简称EPR主泵），在24.5bar系统压力下首次启动，启动后4台主泵电机侧的瓦振和轴振都出现不同程度的周期性振动波动并多次触发报警。随后，在各个温度、压力平台运行，4台主泵仍产生不同波动周期、不同程度的振动高问题，振动波动周期分别约为27、20、15、12分钟不等，频率体现1倍转频。在随后的运行期间，也经常发生同样的振动波动。典型的振动趋势图见图1。
记录表明，系统介质的温度对振动幅值和波动周期有明显的影响，这种影响总的趋势是温度越高，振动幅值越高、波动越大。
图1振动波动及受介质温度影响图
2. 设备简介
EPR主泵是在法国阿海珐公司100型主泵的基础上发展起来的，为立式（电机在上）结构，电机有上下径向滑动轴承和上推力轴承，泵上只有一个水润滑石墨轴承，泵、电机轴采用刚性联轴器连接。其设计流量为28315 m3~h、扬程为102.2 m、转速为14891~min、设计温度为296℃、泵吸入压力为152.3 bar、轴功率为7418 kw。与100型主泵相比，其差异主要有以下几个方面：
（1）水力部件：EPR主泵的流量和扬程较100型主泵均有所增加，泵壳、叶轮、导叶等水力部件做了适当修改。泵壳的内径和叶轮的外径增大（与100型主泵叶轮相似换算比为1.07），导叶叶片数为13（100型主泵导叶叶片数为12）。
（2）泵轴承：EPR主泵对泵轴承进行了较大改进。在导叶的下端和叶轮的口环处改作为水润滑静压轴承，其结构如图2.1所示。正常情况下，静压轴承通过泵产生的压头对轴承提供压力和润滑。原来热屏上部的水润滑轴承，增大间隙，改为辅助轴承；仅在启动和停机及事故工况下，为轴系提供辅助支承。
改进后泵轴承间隙示意图见图2.1，具体间隙值见表1，图2.2是100型主泵径向力分布简图。
图2相关间隙与受力示意图
表1泵间隙值表（mm）
主要变化是间隙A由100型主泵的0.21~0.26mm水润滑调心石墨轴承，改为间隙为0.40~0.45mm的水润滑石墨辅助轴承，仅在泵启动和停泵时起辅助支撑作用。间隙C由原来的0.75~0.85mm的叶轮口环间隙，改为间隙为0.70~0.80mm静压轴承。叶轮外圆与导叶的间隙B由0.75~0.85mm，减小为0.70~0.78mm，该处为迷宫密封结构。
当水润滑轴承间隙A放大后，其本应承担的的径向力，需要由电机下轴承和叶轮口环处分担。由于叶轮缺乏足够的轴承约束，会导致间隙B或间隙C处发生动静碰摩，加之EPR主泵轴支撑跨度较100型主泵长，轴系跨度加长后对碰摩引起的振动更敏感。
3. 振动波动的原因分析
对于100型主泵，在中国大陆已经有多年的运行经验，其振动测量布置与EPR主泵是相同的，尽管偶有振动幅值较大的情况发生，但很少发生振动周期波动和受运行温度大幅影响的情况。根据上面对EPR主泵结构的分析，其是典型的悬臂结构，悬臂端由叶轮口环作为水润滑静压轴承提供辅助支撑，同时异常的振动呈现典型的周期性并对运行介质温度反应敏感。基于该泵振动的特征分析，这是典型的动静碰摩振动的综合反应。
假设在泵的转速和工况不变的条件下，因加工等因素导致在动静表面上总是存在一定的相对高点，每旋转一周，这个高点就会以最小高度通过最大支撑刚度点，也即水膜最薄、黏性剪切力最大、水膜黏滞能量最大的动静配合点。当其剪切受力达到一定程度时在振动上的表征体现出典型的1倍频振动；同时，在旋转过程中，该高点较之表面上的其他点会始终处于动静配合距离最小处，因此该点处的温度比其他点的温度高，也简称为热点，实际上因热延迟和流体特性的原因，热点一般稍滞后于高点。
在热点对应直径方向的另一点则始终距离支撑内表面最远，温度相对较低。这样，在该直径方向上产生一个温度梯度，两端温差造成一定的结构热变形，该变形形成了新的质量分布。新的质量分布与原质量重点重新组合在转子上形成一个新的结构高点，高点的改变又成为另一个新的热点和新的质量重点，如此往复形成循环，称为绕静态平衡点涡动。而绕静态平衡点涡动的存在，在振动表征上即为一个振动周期波动。在振动研究中这种现象称之为莫顿效应。
莫顿效应的原理简单示意见图3.1，其典型极坐标见图3.2。当转速或工况轻微波动时，会造成振动高点滞后于重点的角度发生变化，高点在圆周也会追随重点移动，但在极坐标中会出现螺旋线的环形，见图3.3。
图中Ω为转速，α为热点滞后于高点的角度，β为高点滞后于质量重点的角度。
图3莫顿效应相关示意图
动静碰摩的原理和莫顿效应极为相近，当转子和静子产生单边切向碰摩时产生一定的热，由于转子受热引起热变形，变形产生的不平衡质量和转子上原始存在的不平衡质量合成形成新的质量重点，同理，与莫顿效应相同引起振动高点、振动幅值和相位等发生周期变化。但通常情况下碰摩相对复杂，造成热点和冷点间的热梯度分布较典型莫顿效应而言较差，因此其极坐标环的均匀性没有莫顿效应那么好。
众所周知，振动响应等于激励力与动力学刚度之比。对于由质量不平衡引起的同步振动，激励力就是不平衡离心力，而动力学刚度由径向动力学刚度和切向动力学刚度两部分组成。
即：
径向同步动力学刚度KD的计算式为：
切向同步动力学刚度KQ的计算式为：
同步动力学刚度KN的计算式为：
令激励力，
则，振动响应表达式
相位表达式：
式中：K为弹性系数；M为转子质量；ω为转速；j表示KQ的方向相对于转子位置矢量（沿旋转方向）领先90°；D为流体阻尼；λ为流体周向平均速度比；δ为转子重点角度；α为振动高点角度。
由于切向动力学刚度的影响，振动高点位置α与激励力的位置δ（激励的相位角）不同。转动部件的不平衡是客观存在的，其是一个矢量，有大小和方向；发生碰摩时，接触点是振动的高点，振动高点和不平衡量之间不一定是同一方向，而接触点会因为热变形产生附加不平衡量，与原始不平衡量之间合成新的不平衡量。
附加不平衡量就是改变量，它的大小与方向是造成振动波动的根本原因。当δ-α的角度和碰摩程度越大，不平衡量改变量越大，振动波动的时间越短；反之，当δ-α的角度和碰摩程度越小时，不平衡量的改变越小，振动波动的时间越长。
对3号主泵振动数据进行分析，在介质温度稳定的工况（介质温度235℃）下，设备阻尼、转速及弹性系数都不变，则高点滞后于质量重点的角度也相对稳定，振动高点均匀地在圆周追随不平衡点移动，振动在极坐标图上呈现闭合的圆环，图4.1所示。对于定工况的情况，坐标原点到极坐标图中圆形的中心为原始不平衡量产生的振动，如果需做动平衡时，应取此振动响应来作平衡计算。圆环中心到圆环中任意一点的连线为轻碰摩产生的振动响应，此响应跟随碰摩旋转360°，只要机组状态没有变化，则振动会重复继续下去，且会呈现稳定的波动。
图4 EPR主泵在不同工况条件下的振动极坐标图
分析3号主泵在介质温度209～235℃的振动数据，当泵的工况出现轻微变化，会造成振动高点滞后于重点的角度发生变化，振动高点在圆周也会追随重点移动，极坐标会出现螺旋线的环形，见图4.2所示。
同时，根据图1 EPR主泵在各个温度平台下的轴位移振动数据趋势图可知，当介质温度上升到一定程度时，水膜刚度降低，振动出现波动，波动周期约为15分钟。这期间运行的参数没有改变，机组在稳态下运行，图4.1的极坐标图中明显看到闭合的环形。因此该波动是因温度升高造成水膜改变，发生轻碰摩造成的。运行温度降低后，水膜刚度恢复，碰摩条件消失时振动逐渐恢复。由于轻碰摩的线性响应过程不如莫顿效应好，注意到相位和幅值的变化不是重复的，导致振动幅值相位重复性没有莫顿效应好，极坐标图上表现出螺旋线的环形与轻碰摩现象相符合。
同时，观察轴心轨迹可明显看出，振动波形存在削峰现象，轴心轨迹图也不是完好的圆形，进一步证实了泵转子发生了轻碰摩现象（见图5）。
图5轴心轨迹和时域波形图
后经解体检查发现，对比未运行叶轮的与冷试后叶轮。从图6可看出，冷试后叶轮间隙B处有明显的磨损痕迹。
图6叶轮间隙B处细节图
4. 总结
通过上述分析可知，EPR主泵振动波动的主要原因是：100型主泵改进设计后，放大间隙的导轴承变为辅助轴承，而将叶轮口环作为运行轴承使用。叶轮口环处动静部件在介质温度上升、水膜刚度降低等情况下，产生动静轻微碰摩导致转子热变形进而产生了以1倍频为主的振动波动。
EPR主泵在中国属首次应用，新的改进设计还未在现场充分验证，该泵在工厂试验台试验时就曾出现过振动超标的问题。对于振动幅值高和波动问题，现场可通过动平衡的手段降低振动基数，但在工况发生变化时，振动波动依然会发生。
