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 100840)

1 启动给水泵平衡装置概述

M310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ATDG270－900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，因作用在各叶轮吸入端(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［1－2］。

平衡装置的设计是多级离心泵设计中的重点，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［3］。

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F1

式中:ρ为液相密度，kg/m3;g为重力加速度，m/s2;hp为单级叶轮势扬程，m;ω为叶轮旋转角速度，rad/s;R为叶轮半径，m;Rm为叶轮密封环半径，m;Rh为叶轮轮毂半径，m。

单级叶轮液体动量改变引起的轴向力F2

式中:qVt为流经叶轮的总流量，m3/h;um0为叶轮入口轴面速度，m/s;um3为叶轮出口轴面速度，m/s;α为um0与 um3的夹角。

所以，单级叶轮总的轴向力

总轴向力为

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:

式中:R0为叶轮入口半径，m;R1为平衡盘密封面内圆半径，m;R2为平衡盘密封面外圆半径，m;Δp2为平衡盘轴向间隙压差，kPa;k为平衡盘灵敏度;Δp为平衡机构前后压降，kPa;φ为压降系数。

平衡盘可承受的力

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0.89，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 加工、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、筒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0.08～0.12 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 mm

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。

［1］韩学文.200D43×6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，2007，26(1):37－38.

［2］黄献华.CHTC5/5SP－2型给水泵总窜动量和工作间隙的测量调整［J］.华电技术，2011，33(3):60 －61.

［3］关醒凡.现代泵技术手册［M］.北京:中国宇航出版社，1995.