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核二级高压安全注射泵轴向力平衡的试验研究

文档作者：张兴卢熙宁尚佳成陆春虎文档来源：上海凯泉泵业(集团)有限公司		点击数：	更新时间： 2022年04月27日
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10 FLUID MACHINERY Vo1．39，No．8，2011
文章编号： 1005—0329(2011)一0010—04
核二级高压安全注射泵轴向力平衡的试验研究
张兴，卢熙宁。尚佳成，陆春虎
(上海凯泉泵业(集团)有限公司，上海201804)
摘要： 通过理论计算的方法得到高压安全注射泵在设计点的轴向力，用轴向力测定装置实时测量泵组启动瞬态及不
同运行工况下轴向力的数值，获得了高压安全注射泵启停轴向力特性和变流量轴向力特性，用以验证轴向力的计算结
果，并为高压安全注射泵推力轴承系统的设计提供第一手数据，以确保轴向力平衡机构安全可靠运行。
关键词： 轴向力测定；轴向力平衡；理论计算；设计验证
中国分类号： TH3 文献标识码： A doi：10．3969／j．issn．1005—0329．2011．08．003
Experimental Study on the Balance of Axial Force for Nuclear Safety Class 2
High——pressure Safety Injection Pump
ZHANG Xing，LU Xi—ning，SHANG Jia-cheng，LU Chun—hu
(Shanghai Kaiquan Pump(Group)Co．，Ltd．，Shanghai 201 804 ，China)
Abstract： Obtain the axial force of High—pressure Safety Injection Pump at design point by theoretical calculation，then take
real time measurement for axial force value of the pump unit at both start transient state and different operating conditions through
axial force measuring device to acquire axial force characteristics at start—stop and variable capacity of High—pressure Safety In·
jection Pump，SO as to verify axial force results and provide the first—hand data for engineering applications，to ensure safe and
reliable operation for the balance structure of ax ial force．
Key words： measurement for ax ial force；the balance of axial force；theoretical calculation；design verification
1 引言
高压安全注射泵机组是压水堆核电厂核岛一
回路安全注射系统中的主要设备之一，其功用为：
当反应堆冷却剂系统发生中小破口失水事故或蒸
汽管道破裂事故时，高压安全注射泵投入运行，向
反应堆内注水，维持堆芯冷却，降低反应堆的反应
性。
高压安全注射泵为卧式多级双筒体离心泵，
共11级叶轮(首级加10级次级叶轮)同方向布
置，采用平衡鼓结构平衡轴向力，残余轴向力由推
力轴承承担。
高压安全注射泵属于核安全二级泵，其设计
使用寿命为40年，为满足其设计使用寿命的要
收稿日期： 2011—06—20
求，除了承压部件的设计必须满足相关规范并须
通过抗震分析、水压试验和抗震试验以外，还必须
对泵内各种受力进行分析、计算和测定。其中，轴
向力无疑是对泵组的可靠运行至关重要的一项力
学指标，其理论计算及试验测定是轴向力平衡机
构设计流程中的重要环节。
2 轴向力计算
多级离心泵轴向力的计算有一套完整的计算
理论及方法，也有一些其它计算理论与方法 。
以下用3种计算方法对高压安全注射泵的轴
向力进行计算。高压安全注射泵叶轮尺寸参数如
表1所示。
2011年第39卷第8期 流体机械
表1 高压安全注射泵叶轮尺寸参数
参数 数值
叶轮外径 263
首级叶轮密封环直径(in) 135
次级叶轮密封环直径(mm) l20
叶轮轮毂直径(mm) 75
设计点总扬程(m) 6l6
泵单级扬程(m) 56
泵转速(r／min) 2960
(1)按文献[1]轴向力计算公式计算为：
( 【 一 2( )]
经计算，首级叶轮的轴向力A =3453．7N，
次级叶轮的轴向力A， =2365．8N，11级叶轮产生
的轴向力为A1=A1l+l0 Al2=271i1．7N。
动反力计算公式为：
A2=pQ (Vm0一Vm3COSO／)
经计算，首级叶轮的动反力A： =138．2N，次
级叶轮的动反力A：：=253N，11级叶轮总的动反
力为A2=A2l+10 A22=2668．2N。
总的轴向力为：F=A1一A2=24443．5N
(2)按Stepanof在文献[2]中推出的计算密
封环前后压力差的经验公式： =÷ ，得出
轴向力公式：
Al='rrpg(R 一R )HL
经计算得出首级叶轮的轴向力A ，=5675．3N，
次级叶轮的轴向力A ：=3952．44N，11级叶轮产
生的轴向力A =45199．7N，总的轴向力为F=A
一A2=42531．5N。
(3)按照KSB单级叶轮轴向力经验公式(已
计及动反力)：
F = PS
其中，当密封环半径间隙为0．1mm时，
0．5( +o．09
当密封环半径间隙为0．2mm时，
o．s4( ) +o．·
计算得首级叶轮： l=0．1576，k2=0．173；次
级叶轮kl=0．1375，k2=0．1513。
由于高压安注泵密封环半径间隙为0．175
mm，采用插值法，得出：首级叶轮k：0．1692，次
级叶轮k=0．1479，则首级叶轮轴向力F．=
5147．4N，次级叶轮轴向力F =4500N，总的轴向
力为F=49144．5 N。
(4)残余轴向力
残余轴向力为经过平衡鼓平衡后的轴向力，
一般认为，平衡鼓能平衡80％ ～90％ 的轴向力，
并据此计算平衡鼓的尺寸。考虑安全余量，我们
按照83％ 的平衡能力计算平衡鼓尺寸，故按上述
3种总轴向力计算方法所得出的残余轴向力分别
为：4155．4N，7230．4N，8354．6N。
从上面3种计算方法所得出的残余轴向力
看，其值相差较大，很难确定哪一个更接近真实的
结果。残余轴向力将最终作用于推力轴承上，其
结果直接影响到推力轴承的选型以及润滑油系统
的热平衡计算。
而不同工况下轴向力的变化规律如何，从泵
组开始启动到全速运行期间以及泵停车后轴向力
的变化趋势等，这些都是理论计算所不能及的。
为此，我们设计了一套轴向力测定装置，以准确测
量高压安注泵启动瞬态轴向力的变化大小及方
向，以及从关闭点到最大流量点轴向力的变化规
律。
3 轴向力测定方法
(1)轴向力测定装置原理(见图1)：将原推
力轴承部件内的推力盘，推力瓦等零件拿掉，取而一
代之以深沟球轴承，深沟球轴承的内圈通过轴承
套与转子部件连接，外圈固定在一个可轴向移动
的套筒内，套筒的右端面通过螺栓连接在推拉力
传感器组件的s形传感器一头，S形传感器的另
一头通过调节螺钉连接在一个与轴承座相连的基
座上。通过调节螺钉将转子拉到轴向悬空位置，
使推拉力传感器能够完全承受来自转子的推力和
拉力。
(2)测试工具：采用外置式推拉力传感器组
件，型号为HF一10K，其最大负荷值为10kN，示值
误差±0．5％ ，每秒钟采集数据13～15次。传感
器组件包括一个s形传感器，一个数据处理器及
一根Rs232数据线。S形传感器获取的电信号通
过集成在其上的数据线传给数据处理器，数据处
理器可以在其显示屏上直接实时显示数值，也可
以通过Rs232数据线与电脑进行通讯，通过其
专有软件，在电脑上连续显示时间与力的变化
曲线。
12 FLUID MACHINERY Vo1．
39，No．客，2011
图1 轴向力测定装置示意
(3)测定关键控制点
1)深沟球轴承的选择必须确保其能承受理
论计算残余轴向力的2倍以上轴向负荷，以保证
试验的安全性；
2)试验前通过调整调节螺钉，让转子在轴向
处于自由状态，然后锁紧调节螺钉，这样才能确保
s形传感器双向受力；
3)测试前须对推拉力传感器进行调零操作。
4 轴向力测定数据
所测定的轴向力为经平衡鼓平衡后的残余轴
向力，分两步进行，首先测量泵在设计点的启动和
停车轴向力特性，其次测量在不同流量下轴向力
的变化规律。
(1)启动一停车轴向力测定
启动一停车轴向力曲线如图2所示，部分实
例数据见表2。
Z
：
-叵
暴
表2 部分实测数据表
时间(s)
图2 启动一停车轴向力曲线
时间(s) l3．86 l3．93 14．75 15 15．42 16 l6．56 I 20 35．31 37
轴向力(kN) 0 —0．26 —0．59 —0．48 0 3．4 9．58 l 9．41 8．98 4．42
分析表2试验数据，在13．93 S时，机组开始
启动，l4．75 s总轴向力达到最大负值一0．59 kN，
此时由于机组刚启动，轴向力还未完全建立起来，
因此动反力起主要作用；接着在l6．56 S，总轴向
力达到最大正值9．58 kN，随着转速恒定，总轴向
力也基本恒定在9．4 kN左右。
当接到停车信号后，泵组进入惰转状态，在整
个将近50 s的惰转期间，轴向力呈抛物线下降趋
势。
从上述试验中，我们发现动反力在启动后的
0．82 S达到最大，并拉动转子部件向轴向力相反
的方向移动，这与我们试验时在现场观察到的现
象相吻合。动反力最终作用在推力轴瓦的副瓦
上，因此在设计推力轴承与副瓦的间隙以及副瓦
的油润滑等方面，都应充分考虑动反力作用的大
小、频率以及时间等方面因素。
(2)不同流量点轴向力测定
图3示出泵组全流量下轴向力的变化趋势，
从图中可以看出，从关闭点到大流量点，随着流量
的增加，轴向力呈现下降趋势，随着流量接近大流
量点，轴向力下降的趋势趋于平缓。
lO
Z
9．3
暴
8．6
流量(m ，h)
图3 流量一轴向力曲线
2011年第39卷第8期 流体机械 13
5 轴向力平衡机构设计
通过轴向力的测定，我们获得了很多理论计
算所无法得出的数据，这些数据是动态的、连续
的，它为高压安注泵轴向力平衡机构的设计提供
了可靠的第一手资料。
(1)从测量结果看，设计点的残余轴向力大
约为9．4 kN，这与用KSB的经验公式所计算的结
果比较接近，这一验证结果为同类型泵轴向力的
计算提供了较为可靠的验算方法；
(2)按照18800N(2倍于实测值)的残余轴向
负荷对推力轴承进行设计校核及润滑油系统的计
算，使整个轴承系统的设计有更大的安全裕度。
高压安注泵的轴承系统也在耐久试验、杂质试验、
热冲击试验及抗震试验中经受住了考验。试验表
明，推力轴承热平衡后的最高回油温度不超过
65℃ ：
(3)考虑到动反力在每次启动时对副瓦的作
用，我们严格控制了推力盘的背面与副瓦之间的
间隙，并对回油孔进行了改进设计，使副瓦在工作
时同样得到充分的润滑。从多次解体检查中，我
们发现副瓦表面几乎看不到任何磨损的痕迹。
6 结语
(1)通过轴向力的计算与测定，保证了轴向
力平衡机构设计中关键数据的准确性，为推力轴
承的正确选型及热平衡计算提供了保障；
(2)轴向力的测定，为高压安全注射泵径向
力、临界转速等特性参数的测定提供了新的思路；
(3)在核电用泵的设计开发流程中，有一个
重要的环节称之为“设计验证”，设计验证有很多
种方法，包括：设计评审、用其它方法替代计算、试
验验证等，当用多种计算方法所得出的结果差异
较大时，最好能用试验的方法加以验证，这样才能
确保设计过程中数据链的准确性。本次轴向力的
测定试验，恰恰证明了设计验证的重要性。
参考文献
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作者简介：张兴(1974一)，男，在读工程硕士研究生，工程师，
主要从事核电用泵的研发，通讯地址：201804上海市曹安公路
4255号上海凯泉泵业(集团)有限公司核电办。
(上接第37页)
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