CPR1000機組真空泵振動超標原因分析與處理

高　瞻，項洪一

CPR1000機組真空泵振動超標原因分析與處理

高瞻，項洪一

（國核示范電站有限責任公司，山東 威海，264200）

國內某核電廠1～4號機抽真空初期均存在真空泵振動超標現象，振動一度達到10 mm/s以上，嚴重影響真空泵的正常運行。對比發現，凝汽器容量大、抽真空初期抽氣量超標是導致真空泵振動大的主要原因。為解決振動超標問題，本研究采用流體力學方法，針對真空建立初始階段的抽真空管路建立模型并進行分析計算，得到了真空泵最小抽氣量對應抽氣隔離閥的開度。現場通過調節抽氣隔離閥開度，降低真空泵抽氣量，保證了真空建立階段真空泵組在正常情況下運行，從而保證了機組和設備安全。

真空泵；振動超標；抽氣隔離閥；流體力學

核電機組裝機容量大，凝汽器真空度的好壞對提升機組效率、提高發電量、保證機組穩定運行影響重大。可見凝汽器真空系統的運行能力及設備狀態對核電安全性、經濟性至關重要。該項目1-4號機組均出現了真空泵振動超標問題，極大地影響了設備安全和機組的正常啟動。現場工作中，工作人員采用各種方法降低振動值，但未從理論上明確解決方案。經對比，此項目凝汽器為三列（容積為9 790 m3），而國內采用相同技術路線和真空泵的另兩個項目凝汽器為兩列（容積分別為6 890 m3、8 040 m3），且不存在振動超標問題，故懷疑抽真空初期抽氣量超標是導致振動大的主要原因。本研究采用流體力學方法針對抽真空管路進行建模、計算，確定了真空泵抽氣量最小時對應隔離閥的開度，明確了隔離閥控制方法，從而保證了核電機組安全、穩定的運行。

1　研究模型建立

查詢圖1真空泵性能曲線可知，泵入口壓力為20 kPa.a時，抽氣量最小。而此時抽氣隔離閥開度大小直接影響了抽氣管路的管路損失。下面，針對抽氣管路建立流體力學計算模型。

圖1　真空泵性能曲線

Fig 1Vacuum pump performance curve

1.1　抽氣溫度確定

因本次計算的抽氣管路無熱交換部件，空氣在整個流轉過程中溫度變化較小，故設定在整個管路中，空氣溫度不變，為=15 ℃（即288 K）。

1.2　凝汽器與泵入口壓力確定

本文旨在圍繞真空建立初期振動超標問題展開分析，故設定工況為建立真空最初階段，即凝汽器內壓力0=101.325 kPa.a，溫度=288 K。

設定我們已經將一路抽氣隔離閥全關，并且將另一路打開至某一開度，此時啟動3臺真空泵開始抽真空，泵入口壓力為2=20 kPa.a。

1.3　針對抽氣管路建立伯努利方程

為便于分析，依據抽氣管路圖將本次所研究抽氣隔離閥對應的管路繪制如圖2所示。（因所研究工況另一路閥門已全關，故只繪制一路管路圖）

圖2　抽氣管路圖

Fig 2Drawing of the exhaust line

同時，為便于對不同管段展開計算，將抽氣管路按照不同的內徑劃分為如圖2幾部分：11、12、13、21、22、23、24、25、31、32、33。（注：以尺寸變化點及閥門處為分界點）

依據伯努利方程[1]抽氣管路計算如下：

式中：0/2——凝汽器內/泵入口初始參考點壓力，kPa.a；

0/2——凝汽器內/泵入口初始點流速，m/s；

0/2——凝汽器內/泵入口參考點標高，m；

0/2——凝汽器內/泵入口初始點密度，kg/m3；

由圖2可得0=6.5 m，2=0.5 m。

沿程阻力損失達西-魏斯巴赫公式[2]如下：

式中：——沿程阻力系數；

——管路長度，m；

——管路內徑，m；

——流體流速，m/s。

局部阻力損失公式[2]如下（為損失系數）：

2　計算

2.1　計算凝汽器內與泵入口處空氣密度與流速

查參考文獻[3]得：在大氣壓下，當=288 K時，得凝汽器內空氣密度0為1.226 44 kg/m3；同理，查得，當2=20 kPa.a，=288 K時，空氣密度2為0.245 21 kg/m3。

查詢圖1性能曲線可知，2=20 kPa.a，三回路水溫為13 ℃時，抽氣量為q=76 m3/min（此體積流量對應一個大氣壓，空氣溫度21.1 ℃，查詢《工程常用物質的熱物理性質手冊》[3]可知空氣密度21.1為1.201 38 kg/m3），則質量流量：

母管流量為3臺真空泵之和，母管總流量：

對于流體，連續性方程[4]如下：

則母管部分通過連續性方程計算各處流速：

針對單臺泵入口管路，通過下式計算流速：

由公式（1）可知，由于凝汽器內0=101.325 kPa.a，靜壓頭尚未向動壓頭的轉化，則凝汽器內空氣流速0為：0 m/s。

而真空泵的入口處依據式（8），空氣流速：

2.2　抽氣管路其余各點的空氣密度與流速計算

2.2.1明確計算對象，計算并聯管路質量流量

由流體力學[1]可知，并聯支路阻力相等，則：

13=111221（10）

式中：111221為管段11、12、21以及13左側22部分管段的組合。

則計算整個管路的損失時該部分可只計算13。同理在泵入口段有：31=253233。

式中：253233為管段25、32、33以及31右側24部分管段的組合。

可被替代的部分不再考慮阻力損失情況。需進行管路損失計算的管段為：13、22、23、24、31。（其中22為13右側，24為31左側部分）

根據流體力學[1]可知，我們所研究的管段13與111221組合管段并聯后，可得：

因13=111221，則13與111221質量流量關系：

由管路圖可知：13=0.26 m，111221=0.387 m。

那么：

又因為：

則管段13質量流量q13為：1.419 84 kg/s。

2.2.2討論抽氣管路各部分空氣密度

由流體力學[1]可知，實際氣體狀態方程為：

式中：——實際氣體與理想氣體質量體積之比；

——壓力；

——相對分子式量；

——溫度。

根據公式（15）可以定性判斷，隨著空氣沿管路流轉過程中壓力的不斷降低，空氣密度也不斷降低，而且壓降越多處，密度降低越多。

由表1抽氣隔離閥損失系數可知，閥門在小開度時節流作用非常明顯，而我們討論的工況正是閥門小開度狀態，故整個抽氣管路的損失主要集中在閥門上，即閥門處壓降最大。

表1　抽氣隔離閥閥門損失系數

為保證誤差最小的情況下便于計算，將空氣密度的變化均分到閥門前后，設定閥門處空氣密度為閥前后平均，則各段空氣密度依次為：

2.2.3計算各管段流速

查詢抽氣管路圖2，可知13段管路截面積為：

同理可得：22=0.117 57 m2，23=0.117 57 m2，24=0.186 94 m2，31=0.053 07 m2。

則13段空氣流速為：

同理可得：22=31.660 72 m/s，23=158.353 93 m/s，24=99.591 71 m/s，31=116.938 10 m/s。

2.3　計算各管段沿程損失

2.3.1分析各管段與粗糙度有關的不同流動狀態雷諾數范圍

依據設計文件可知，抽氣管路為無縫鋼管，查詢《火力發電廠汽水管道設計技術規定》[5]知無縫鋼管絕對粗糙度為0.2 mm。

針對13管段，紊流粗糙管過渡區范圍為：

同理，得紊流粗糙管平方阻力區范圍為：

同理，管段22、23、24、31，紊流粗糙管過渡區、紊流粗糙管平方阻力區范圍如表2所示。

表2　雷諾數范圍

2.3.2計算各管段雷諾數

溫度為=288 K時，空氣的運動黏度[3]為：1.457 545×10-5m2/s。

則根據流體力學[1]可計算得13管路雷諾數：

同理計算得：22=8.406 39×105，23=4.204 54×106，24==3.334 42×106，31=2.085 97×106。

2.3.3計算沿程損失系數（即管道摩擦系數）

同理，計算得：22=0.011 91，31=0.010 23。

而對于管段23，其雷諾數：

屬于紊流粗糙管平方阻力區，則該段為：

同理，管段24的沿程損失系數計算得：

2.3.4計算沿程損失

根據抽氣管路圖可知，各段管路長度依次為：13=3.225 m；22=11.646 m；23=17.197 m；24=2.124 m；31=6.253 m。

那么，按照公式（2）可得，管路13、22、23、24、31各部分的沿程損失為：

同理計算得：22=220.310 64 Pa；23=2 297.913 05 Pa；24=84.526 75 Pa；31=412.487 66 Pa。

由上文可知，整個抽氣管路沿程損失為：

2.4　計算各部分局部損失

2.4.1確定局部損失系數

根據參考文獻［5］，管路局部損失系數如表3所示。

表3　局部損失系數

規定，空氣沿管路13、22、23、24、31局部損失部件的編號如下：管道入口：1；三通：2；90°彎頭：3；閥門：閥；60°彎頭：4；90°彎頭：5；異徑管：6；三通：7；法蘭：8；90°彎頭：9。

查表3：1=0.25；2=6013；3=5=9=0.25；4=0.20；6=0.046；7=6031；8=0。

2.4.2計算局部損失

根據公式（3）計算各部分局部損失如表4所示。

表4　局部損失

由上文可知，整個抽氣管路的局部損失為：

帶入上文參數可得：

2.5　對抽氣管路列伯努利方程，計算閥門開度

由抽氣管路兩端參數可得整個管路損失為：

則抽氣管路沿程損失和局部損失之和為：

綜合上式可得：閥=192.057 24。

查表1可知，當閥=192.057 24時，閥門開度約為22.99度，即26%的開度。

3　應用效果

根據如上結果，試驗人員采用新方案再次執行抽真空工作，將一路隔離閥關閉，另一路閥門調整至26%開度開始啟動真空泵，保證了抽氣量最小、負荷最小。以一號真空泵為例，方案實施前后泵組振動結果如表5所示。可見，通過將這一方案的應用，很好的解決了真空泵振動超標問題。

表5　泵組振動值

4　結論

本研究通過流體力學理論計算確認了在凝汽器真空建立初期，抽氣量最小（負荷最小）時對應隔離閥的開度值為26%。為抽真空階段，隔離閥開度控制提供了參考依據，解決了真空泵振動超標問題，保證了機組的經濟性、安全性。同時，本文為核電站管路阻力計算提供了一套完整的理論計算方法，對后續工程領域的管路阻力計算具有借鑒意義。

致謝

感謝所有試驗參與人員及參考文獻作者。

［1］ 王中錚．注冊公用設備工程師專業基礎考試復習教程［M］．天津：天津大學出版社，2010：15，23，159-164.

［2］ 孔瓏．工程流體力學［M］．北京：中國電力出版社，2006：1，89，95，108-110，118-120.

［3］ 張家榮，趙廷元，等．工程常用物質的熱物理性質手冊［M］．北京：新時代出版社，1987：205-206，220.

［4］ 趙宏志．注冊公用設備工程師公共基礎考試復習教程［M］．天津：天津大學出版社，2010：494.

［5］ 電力工業部東北電力設計院．火力發電廠汽水管道設計技術規定［M］．北京：中國電力出版社，1996：40，166，169-199.

Cause Analysis and Treatment of the Vacuum Pumps’Over-vibration of CPR1000 Nuclear Power Plant

GAO Zhan，XIANG Hongyi

（State Nuclear Power Demonstration Plant co.LTD，Weihai of shandong Prov，264200，China）

The phenomenon of vacuum pumps’vibration beyond the standard limit took place in Unit 1 to 4 of a nuclear power plant. The vibration once exceeded 10 mm/s，which seriously affected the running of the vacuum pumps. By comparison，we can find the main reason that caused over-vibration is the larger capacity and the larger amount of exhaust. To solve this problem，the research focus on the initial phase of vacuum pumping，using fluid mechanics method to build model and calculate. The research got the extraction isolation valves’opening while the vacuum pump pumping capacity is smallest. The tester adjusted the opening of the isolation valve to lower vacuum pumps’ suction，which ensured the normal operation of vacuum pumps and the safety of unit and equipment.

Vacuum pumps；Over-vibration；Extraction isolation Valve；Fluid mechanic

TL48

A

0258-0918（2021）05-0929-06

2021-02-21

高瞻（1988—），男，河北人，工程師，學士，現主要從事核電廠流體力學及電儀控制原理分析研究