循環水泵的安全性評估簡析

任競

摘 要：文章以某核電站1 000 MW機組循環水泵的性能驗收為案例，通過葉輪切割前后循環水泵性能試驗數據及相關計算結果的對比，來闡述循環水泵安全性能的評估方法。

關鍵詞：循環水泵；性能驗收；葉輪切割；安全性評估

中圖分類號：TM621 文獻標識碼：A 文章編號：1006-8937（2015）20-0068-04

1 概 述

循環水泵是核電站重要設備，其主要功能為提供水源以冷卻汽輪機廠房乏汽，該泵流量較大，每秒可輸送30多t循環水，無備用泵，工作可靠性及壽命要求較高，因此在設計階段即需要考慮各種影響因素和足夠的設計余量，以確保其長期的安全運行。

對于該類大型泵，國內外難以實現真機試驗，通常的做法是建立水力模型進行多次模型試驗，然后選取最優試驗結果，根據相似比率關系對試驗最優的水力模型進行放大，確定實物尺寸大小后進行生產制造。

但由于生產制造誤差、放大系數選取偏差、流道阻力偏差等各項因素的影響，實物泵的性能通常會偏離模型泵，實際運行工況偏離設計工況，從而導致循環水泵的可靠性及壽命受到影響，因此需結合設備實際制造生產情況與現場實際運行工況對循環水泵安全性進行評估。本文以某核電站1 000 MW機組循環水泵性能驗收為例，闡述循環水泵的安全評估。

2 循環水泵性能驗收

2.1 試驗結果與設計參數對比

某核電站循泵性能與設計值存在偏離，具體如下：

①實際的Q-H性能曲線較大程度地偏離了設計性能曲線，其中額定流量為36.7 m3/s（額定流量設計值為32.165 m3/s）。

②電機消耗功率約為6 950 kW，超出設計功耗6 051 kW約 14.9%。

③試驗效率與對應流量下的設計效率比較接近，性能試驗的平均效率相比設計效率低2%左右。

2.2 性能超標原因分析

針對上述性能超標，從葉輪轉速、葉輪直徑、管路阻力與制造偏差四個方面進行了原因分析，具體如下。

2.2.1 葉輪轉速

現場測試循環水泵的轉速為161.8 rpm，超出設計轉速160 rpm約1.125%，經全面檢查，該情況是由齒輪箱減速比偏小所致。據計算，上述葉輪轉速偏高將導致循環水泵在額定流量下的揚程達到17.25 m，超出設計要求值16.48 m約4.67%。

2.2.2 葉輪直徑

根據循泵的設計特點，在確定實物尺寸前需計算出線性比率放大系數（LSF）。

該電站項目循泵供貨商按照水力模型試驗結果，計算出LSF為9.3（基于葉輪轉速為160 rpm），葉輪入口直徑為2 827 mm；考慮到初次生產此類大型葉輪，供貨商在制造時留有少許余量，因此葉輪制造加工后的入口實際直徑為2 879 mm。

在調查過程中，供貨商對LSF進行了重新計算，發現該系數選取偏大（超出約2%），而正確的葉輪入口直徑應為2 771 mm，這樣實際的葉輪直徑約超出3.9%。

根據相似比率公式，葉輪直徑偏大將導致流量和揚程偏高、電機消耗功率明顯偏大，據分析該情況也是本項目循泵性能超標的主要原因。

2.2.3 管路阻力

循環水泵的運行工況點為泵性能曲線與管路特性曲線的交點，因此管路阻力對循環水泵的運行參數也有一定影響。據調查，現場性能試驗管路阻力明顯低于設計預期管路阻力，在額定流量下約低23%左右。

2.2.4 制造偏差

流量Q與葉片間距尺寸相關，葉片的循環水出口角與葉片出口角相關，而葉片間距、葉片出口角與功率也存在一定關系，因此循泵葉輪的制造偏差也會導致其性能偏離設計值。

在調查過程中，對循環水泵葉輪進行了尺寸測量，葉片間距和葉片出口角的大小與設計值存在一定偏差。

2.3 處理方案

基于原因分析，考慮到葉片間距和葉片出口角在制造完成后很難修正，初步提出了兩種處理方案：

方案1：切割葉輪，減小葉輪直徑，降低出力；

方案2：更換高減速比的齒輪箱，使葉輪轉速降低至155.3 rpm。

經分析，方案2存在以下弊端：

①計算分析與實際情況通常會存在一定誤差，齒輪箱減速比一旦更改后則將沒有余量調整，風險過大，且經濟成本較。

②齒輪箱重新設計和制造的周期較長，影響工程進度。

各方最終采取了方案1對葉輪進行切割。為了不影響其它水力性能，決定只切割葉輪的葉片部分，其它幾何尺寸不變。

葉輪直徑對泵流量、揚程和功率的影響如以下關系式：

根據以上關系式進行計算，并考慮一定余量，葉片的切割量確定為3.6%，即葉片的平均直徑從2 879 mm減小到2 776 mm。

2.4 切割前后性能比較

葉輪切割后進行了性能試驗，具體情況如下：

葉輪切割前的性能試驗結果平均值為：流量36.98 m3/s，揚程H=16.48 m，效率為89.4%，電機消耗功率6 950 kW，電機穩定電流在710 A左右，繞組溫度穩定在92 ℃左右。

葉輪切割后的性能試驗結果平均值為：流量35.22 m3/s，揚程H=15.01 m，效率為91.4%，電機消耗功率為6 489 kW，穩定電流在673.8 A左右，繞組溫度穩定在80 ℃左右。

3 安全性評估

下面將從氣蝕余量、泵出口壓力、主要部件安全性、振動與噪音、電機性能、軸承與電機繞組溫度、電機壽命七個方面對切割前后的安全性進行評估。

3.1 氣蝕余量

在本案例中，循環水泵投運后，系統阻力、循環水流量等相對于設計值存在差異，導致實際系統工況相對于設計工況發生變化，因此需要對循環水泵的氣蝕性能進行評估。

循環水泵入口可用氣蝕余量NPSHa：

其中，

Hs為進水流道入口最低水位；

Hf為進水流道入口至泵入口沿程阻力損失；

Pa為當地統計期內的最小大氣壓力；

Pv為當地統計期內最高水溫的飽和蒸汽壓力；

？籽為循環水密度；

g為重力加速度。

得到計算結果后與循環水泵必需氣蝕余量NPSHr進行比較：

NPSHa應大于NPSHr，并留有一定余量，一般要求：

NPSHa/NPSHr>1.4。

葉輪切割前后的汽蝕余量變化不大，NPSHa/NPSHr約為3.1，氣蝕余量滿足安全要求。

3.2 泵出口壓力

泵出口最高壓力取模型試驗的關死點壓力，并考慮10%的余量進行設計。

其中：

hcv為關死點壓力能頭，該能頭考慮了10%的余量：

hs為最大吸入水頭，為水平面最高水位與葉輪吸入口水位的差值，即：

所以，循環水泵出口設計壓力=1 030×9.8×（31.8+9.2）= 414 276 Pa，出于保守考慮，設計壓力取4.2 bar。

根據葉輪切割前后循泵性能試驗的結果，泵出口最高壓力均明顯低于4.2 bar，滿足安全運行的要求。

3.3 主要部件的安全性

通過對比實際工況與設備設計余量，對循環水泵主要部件的可靠性及壽命進行評估。

3.3.1 軸系安全性

軸系安全性在設備制造之前根據軸系材料、扭矩進行計算和設計，并留有至少10%的余量，聯軸器傳輸功率相對于額定功率一般要求留有1.5倍的設計余量。

設備制造完成后，由于制造加工誤差和系統阻力的不同，水泵的轉速和功率會發生變化，軸系是否穩定需要重新進行計算和評估。

設計計算如下：

其中：

P為電機額定功率；

n為電機轉速；

σ為彈性極限應力值，與材料對應。

對葉輪切割前，電機消耗功率為6 950 kW，轉速為161.8 rpm，實際扭矩為：

大于設計扭矩，不滿足安全要求。

對葉輪切割后，電機消耗功率約為6 489 kW，轉速為161.8 rpm，實際扭矩：

小于設計扭矩，滿足安全要求。

葉輪切割前后軸的直徑不變，最小直徑均大于318.8 mm。

3.3.2 軸、軸承、鍵槽

軸、軸承、鍵槽按照額定功率6500kW并留有不同余量來設計，各設備余量因子見表1。

其中，軸的余量因子最小，對設計余量分析法，軸能滿足安全要求，則認為軸承和鍵槽同樣滿足安全要求，下面對軸的安全性進行分析：

對葉輪切割前，因現場性能試驗各項參數與設計參數有少量的偏差，以設計余量進行安全分析的偏差會相對比較大，可作為重要參考。

考慮設計余量后的功率為：

1.22×6 500 kW=7 930 kW

葉輪切割前的實際功率約為6 950 kW，滿足安全要求。

對葉輪切割后，現場試驗各項參數與設計參數接近，考慮設計余量后的功率為：

1.22×6 500 kW=7 930 kW

而實際功率約為6 489 kW，滿足安全要求。

3.3.3 減速齒輪箱

根據設計技術規范，減速齒輪箱設計余量為：耐久余量因子1.8/強度余量因子2.5，在最佳設計條件下的余量為：耐久余量因子2.0/強度余量因子2.75。最大散熱功率為39.5 kW。

葉輪切割前后減速齒輪箱傳遞的功率與設計功率都差別不大，充足的設計余量滿足設備的安全運行要求。

3.4 振動與噪音

振動和噪音直接影響到泵組的安全性能，引起振動和噪音的原因很多，不穩定的軸承零部件、軸承支架磨損、泵組軸系的不平衡、電子轉子和磁路的不平衡等。泵組的振動和噪音的要求如下：

通過現場測量或相關測量儀器對循環水泵電機、齒輪箱以及泵軸承X，Y，Z方向（Z指軸向）的振動進行測量，根據振動值判斷整個軸系振動水平。

振動測量要符合標準NF-E-44-165和設備技術規格書。確認電機空載振動值（峰-峰值）小于45 μm后檢測電機負載絕對振動值，在軸承X，Y，Z三個方向進行振動測量，負載時電機、齒輪箱和泵的允許振動值如下：

①電機：絕對振動值不應超過55 μm。

②齒輪箱：絕對振動值不應超過65 μm。

③泵：絕對振動值不應超過65 μm。

④絕對值已考慮測量誤差，上述測量誤差不應超過10 μm。

噪音測量在距離設備外表面1 m處、水平面以上1.2 m處進行，一般情況下，不得超出所列范圍，見表2，平均噪音水平不超過85 dB，測量誤差不得超過2 dB。

葉輪切割前后的性能試驗表明，泵組的振動和噪音值均在設計要求范圍以內，滿足安全運行要求。

3.5 軸承與電機繞組溫度

軸承和電機繞組溫度能反映循環水泵泵組的工作情況，是評估泵組工作安全性的重要參數，溫度數據通過溫度探測器獲得。

葉輪切割前的軸承與電機繞組溫度如圖1所示。從圖可以看出：穩定后的電機繞組溫度和推力軸承溫度均高于90 ℃，泵推力軸承溫度在68 ℃左右，安全余量偏小。葉輪切割前的軸承與電機繞組溫度偏高的主要原因是泵組吸收功率超標，約為6 950 kW，高于電機設計額定功率6 500 kW，明顯超出理論消耗功率6 051 kW。

葉輪切割后的軸承與電機繞組溫度，如圖2所示。從圖中可以看出：性能試驗3 h后電機繞組溫度穩定在72～74.5 ℃，性能試驗4.5 h后電機推力軸承溫度穩定在70 ℃左右，泵推力軸承溫度穩定在65 ℃左右。葉輪切割后，軸承和電機繞組溫度下降比較明顯，電機繞組溫度相比報警溫度125 ℃，有較大余量，滿足安全運行的要求。

3.6 電機壽期計算及分析

葉輪切割前，電機消耗功率約為6 950 kW，高于電機額定功率6 500 kW，電機工作可靠性及壽期不滿足安全運行的要求。

葉輪切割后，電機消耗功率約為6 489 kW，這樣額定功率相對于電機實際消耗功率基本沒有什么余量，需要對電機的壽期進行評估。

考慮到一定余量，對電機分別在現場測試數據、6 700 kW、6 900 kW功率下長期運行的壽期進行計算和分析。

3.6.1 計算和分析方法

ANSI/IEEE 275對感應電機壽期有如下描述：電機在繞組溫度為105 ℃的溫度下長期運行的壽期為360 000 h或40 a，用戶電機的壽期取決于實際的繞組工作溫度，在此基礎上延長或縮短。

西屋公司從1949年開始采用一套系統對壽期進行計算和分析，該系統采用了NEMA MG1-2006關于電機壽期的計算方法，符合ANSI/ IEEE 275標準并經過了長期和嚴格的測試，NEMA MG1-2006 Part31對電機的壽期采用如下公式計算：

LM=40×TL年

其中：

TL為電機相對壽期因子；

LM為電機壽期。

？駐t1…？駐tn為電機在不同溫度下運行的時間，%。

？駐T1…？駐Tn為電機繞組相對105 ℃基準值的溫度差。

K=10 ℃，表示電機溫度相對105 ℃差值為10 ℃時，電機壽期將下降50%。

3.6.2 計算數據與設定

下面對電機分別在現場測試數據、6 700 kW、6 900 kW功率下長期運行的壽期進行計算，用以分析和評估案例電站中額定功率為6 500 kW的循泵電機分別在這三種工況下長期運行的壽期。

壽期計算采用的數據來自現場性能試驗，基本數據如下：

電壓：6 600 kV@50 Hz

電機冷卻水最高溫度：

38 ℃（對應最小冷卻水流量40.5 m3/h）

電壓波動：0.9～1.06 Un

若假設電機恒定在Un下運行，有：

若假設電機在0.9 Un、Un、1.06 Un電壓下的運行時間均占總運行時間的1/3，有：

3.6.3 不同工況的壽期計算

①現場測試數據下的電機壽期。

根據現場性能試驗數據及計算，電機在6 600 kV下運行的溫升為58.73 ℃，電機冷卻水最高溫度38 ℃，考慮電機在最小冷卻水流量為40.5 m3/h運行時的溫升增加1.2 ℃，假設電機恒定在額定電壓下工作，根據以上公式及計算設定，有：

在現場測試數據下運行可滿足40 a的使用要求。

②6 700 kW。

根據現場性能試驗數據及計算，電機在0.9 Un、Un、1.06 Un的電壓下運行的溫升分別為62.2 ℃、66.9 ℃、60.5 ℃，電機冷卻水最高溫度38 ℃，考慮電機在最小冷卻水流量為40.5 m3/h運行時的溫升增加1.2 ℃，有：

6 700 kW功率下運行可滿足40 a的使用要求。

③6 900 kW。

根據現場性能試驗數據及計算，電機在0.9 Un、Un、1.06 Un的電壓下運行的溫升分別為64.2 ℃、70.6 ℃、62.3 ℃，電機冷卻水最高溫度38 ℃，考慮電機在最小冷卻水流量為40.5 m3/h運行時的溫升增加1.2 ℃，有：

所以可以認為6 900 kW功率下運行可滿足40 a的使用要求。

4 結 語

通過以上對循環水泵汽蝕余量、主要設備安全性、軸承溫度、電機壽命等問題的分析和計算，認為葉輪切割后的循泵性能：

①機械部分滿足安全運行要求。

②電機在6 700 kW、6 900 kW功率下運行可滿足40 a的壽期要求。

③電機實際銘牌可以修改到額定功率6 700 kW，按此標準電機余量為3.3%。

④軸承與電機繞組溫度在正常范圍以內。

⑤葉輪切割后的電機功率在6 489 kW左右，供電回路不受影響。

另外，循環水泵泵組由LGD/LGE中壓盤供電，不影響LHA/

LHB應急母線的負載，所以不影響應急柴油機的帶載能力，因此供電系統也是安全的。

參考文獻：

[1] 陳卓如.工程流體力學[M].北京：高等教育出版社，2004.

[2] 王朝暉.泵與風機[M].北京：中國石化出版社，2007.