启动给水泵平衡盘磨损原因分析及改进措施.pdf

第 3 5卷 第7期 2 0 1 3年 7月 华 电技 术 Hu a d i a n Te c h n o l o g y Vo 1 ． 3 5 No ． 7 J u 1 ． 2 0 1 3 启动给水泵平衡盘磨损原因分析 及 改进措施 王胜坤， 罗乐 ( 中国核 电工程有限公司 ， 北京1 0 0 8 4 0 ) 摘要： 平衡装置的选取是多级泵设计的重要环节， 某核电项 目进行启动给水泵性能试验后发现平衡盘出现偏磨。分析 了磨损原因， 采取了提高组装精度的措施后再次进行性能试验， 平衡盘无磨损， 保证了泵组的正常运行。 关键词： 启动给水泵； 平衡盘； 磨损； 组装精度 ； 改进措施 中图分类号： T H 3 1 1 文献标志码 ： B 文章编号： 1 6 7 4—1 9 5 1 ( 2 0 1 3 ) 0 7— 0 0 4 0一 O 2 1 启动给水泵平衡装置概述 M 3 1 0压水堆核电机组 中的启动给水泵布置在 汽机房底层， 机组启动时， 在反应堆冷却剂系统升温 期 间向蒸汽发生器供应给水 。某核电项 目启动给水 泵为 A T D G 2 7 0— 9 0 0型多级离心泵 ， 性 能参数见表 1 ， 该泵为卧式 、 双壳体 、 多级离心式结构， 内部组件 为可整体从外筒体内抽出的芯包， 筒体内所有受高 速水流冲击 的区域为堆焊不锈钢 ， 以防止冲蚀。 表 1 启动给水泵性能参数 多级离心泵运行过程中， 因作用在各叶轮 吸人 端( 驱动端 ) 和吐出端 ( 自由端) 的压力不相等， 从而 产生指向泵驱动端并与轴平行的轴向力， 使转子轴 向窜动， 造成动、 静部件摩擦而降低效率， 严重时泵 转子会与各静部件咬死而导致泵损坏。平衡装置的 两端有一个压力差 ( 前端为高压 ， 后端 为低压 ) ， 装 置中的液体形成一个与轴 向力方 向相反 的平衡力 ， 平衡力大小随平衡盘 的移动而变化 ， 直到与轴 向力 抵消； 由于惯性的作用 ， 转子不会立 即停止窜动， 而 是在平衡位置左右窜动且幅度不断减小 ， 最终停留 在平衡位置。随着工况 的变化 ， 泵转子始终处于动 态平衡状态 。 平衡装置 的设计是多级离心泵设计中的重点， 收稿 日期 ： 2 0 1 3— 0 3—2 9 包括叶轮对称布置法 ( 适用于偶数级 泵) 与平衡盘 ( 鼓) 法2大类， 平衡盘( 鼓) 法又包括平衡鼓、 平衡 盘 、 平衡盘鼓( 双平衡鼓 ) 形式 ， 结构越复杂 ， 平衡效 果越好 ， 计算方法多为经验公式法 。 2 磨损原因分析 该启动给水泵平衡装置为平衡盘与推力轴承配 合的形式 ， 在性能试验后的拆解过程中发现平衡盘 存在偏磨现象。 造成平衡盘磨损现象的原因可大致归纳为以下 2种。 2 ． 1 设计 原 因 因平衡装置产生 的平衡力不足以抵消轴 向力 ， 导致平衡盘出现偏磨 ， 该泵平衡盘尺寸校核如下。 2 ． 1 ． 1 作用在叶轮上的轴向力 F 单级叶轮前、 后盖板压力差产生的轴向力 F F 1 ) 丢 ( 譬 ) 卜 1 2 5 1 9 ． 2( N )， 式中： P为液相密度 ， k g ／ n l ； g为重力加速度 ， m ／ s ； h 为单 级 叶轮势扬 程 ， m； 为 叶轮 旋转 角 速度 ， r a d ／ s； 为叶轮半径 ， m； 为叶轮密封环半径 ， m； R 为叶轮轮毂半径 ， m。 单级叶轮液体动量改变引起的轴向力 F F 2=一J D g n ( “ 神 一／／ ~ m 3 C O S 19 1 )=一4 5 6 ． 4( N)， 式中 ： q v , 为流经叶轮的总流量 ， m ／ h ； U m O 为叶轮入 口 轴面速度 ， m ／ s ； U 为叶轮出 I： 1 轴面速度 ， m ／ s ； O l 为 H, m0与 ／Z 3 的夹角 。 所以， 单级叶轮总的轴向力 Fi= F1+ F2 = 1 251 9 ． 2 —45 6 ． 4 = 1 20 6 2 ． 8( N)。 第 7期 王胜坤 ， 等 ： 启动给水泵平衡盘磨损原 因分析及改进措施 4 1 总轴 向力为 F =F i=1 2 0 6 2 ． 89=1 0 8 5 6 5 ． 2( N )。 2 ． 1 ． 2 校核平衡盘的尺寸 平衡盘结构如 图 1所示 ， 平衡盘尺寸如下 ： Ro=0． 05 5 8m ， Rl=0． 1 0 25m ， R2=0． 1 3 00m ， z a p 2=k A p = 0 ． 4 1 1 8 X 7 ． 4 6=3 ． O 7( k P a ) ， =0． 1 3 4， 式 中： 。 为叶轮人 口半径 ， m； 为平衡盘密封面 内 圆半径 ， m； 尺 为平衡盘密封面外 圆半径 ， m； a p 为 平衡盘轴向间隙压差 ， k P a ； 为平衡盘灵敏度 ； a p为 平衡机构前后压降， k P a ； ~为压降系数。 平衡盘可承受的力 F = 2 [ 尺l +Rl R 2+R 2 3 R 0 ～ J ( R 2 +尺1 R 2—2 R 1 ) ]=9 6 9 4 8( N)。 图 1 平衡 盘结构示意 图 平衡盘的平衡力与总轴向力比值为 0 ． 8 9 ， 残余 轴向力分摊在推力轴承上， 合理可行。以上计算过 程符合相关设计要求 ， 且平衡盘尺寸符合经验数据 ， 故排除设计原因。 2 ． 2 N- r 、 组装精度的原 因 因相关部件加工精度不能满足要求 、 基准误差 偏大或组装 累积误差导致平衡盘偏磨 。 对泵盖、 简体的配合部位形位精度进行检测， 符 合设计精度要求 ， 故排除制造精度的原因。 根据设计要求 ， 当推力轴承主推力面与推力瓦 ( 扇形块 ) 靠紧时 ， 平衡盘与平衡板之间应有 0 ． 0 8～ 0 ． 1 2 mm的间隙， 即在泵运行过程 中， 如出现动、 静 部件间的轴向端面磨损， 应是推力瓦先磨损， 但事实 并非如此 ， 故推断在装配过程 中， 平衡盘与平衡板的 轴向间隙存在误差。 3 改进措施 针对 以上分析 ， 该泵进行第 2次组装时采取 了 如下改进 ： 增加 了装配工装 ， 组装时测量平衡板端面 跳动 ； 平衡盘 、 推力盘装在轴上并拧 紧， 在机床上打 表进行形位公差和尺寸公差的检查 。 2次装配时各装配尺寸打表记录对比见表 2 。 表 2 2次装配时各装配尺寸打表记录 m m 4 结论 该启动给水泵在提高泵组装配精度后进行 了性 能试验 ， 试验后拆解给水泵未发现平衡盘偏磨问题。 实践证 明， 该泵首次调试时 出现 的平衡盘偏磨为组 装累积误差所致 。因此 ， 对于多级泵的平衡装置 ， 不 仅要考虑选型 ， 装 配精度 的保证对泵组 的正 常运行 同样重要。 参考文献 ： [ 1 ] 韩学文．2 0 0 D 4 3 6低压加热器疏水泵平衡盘磨损的原 因分析和改进措施 [ J ] ． 河北 电力技术 ， 2 0 0 7， 2 6( 1 ) ： 3 7—3 8． [ 2 ] 黄献华． C H T C 5 ／ 5 S P一 2型给水泵总窜动量和工作间隙 的测量调整[ J ] ． 华电技术， 2 0 1 1 ， 3 3 ( 3 ) ： 6 0— 6 1 ． [ 3 ] 关醒凡． 现代泵技术手册[ M] ． 北京： 中国宇航 出版社， 1 99 5． ( 本文责编 ： 刘芳) 作者 简介 ： 王胜坤( 1 9 8 6 一) ， 男 ， 河北青县人， 助理工程师， 工学硕 士， 从事设备采购方面的工作 ( E — m a i l ： s h e n g k u n 1 2 3 @1 2 6 ． e o m) 。 罗乐( 1 9 8 6 一) ， 女， 陕西西安人， 助理工程师， 工学硕 士， 从事设备采购方面的工作。