启动给水泵平衡盘磨损原因分析及改进措施

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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-个压力差(前端为高压，后端为低压)，装置中的液体形成-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 ：2013-03-29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。

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FF1 ) 丢( 譬 )12 519.2(N)，式中：P为液相密度，kg/nl ；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，rad/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 FF2-JDgn(神-/m3COS 19)-456.4(N)，式中：qv，为流经叶轮的总流量，m /h；UmO为叶轮入口轴面速度，m/s；U 为叶轮出I：1轴面速度，m/s；Ol为H，m0与 /Z 3的夹角。

所以，单级叶轮总的轴向力Fi F1F2 12519.2 -456.4 12062.8(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 ·41·总轴向力为FF ×i12062.8×9108 565.2(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：Ro0.055 8m，Rl0.1025m，R20.1300m，zap2kAp0.411 8 X7.463.O7(kPa)， 0.134，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；ap 为平衡盘轴向间隙压差，kPa； 为平衡盘灵敏度；ap为平衡机构前后压降，kPa；为压降系数。

平衡盘可承受的力F 2[尺l RlR2R2 3R0 ～J(R2 尺1R2-2R1 )]96948(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0.89，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 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 0.08～0.12 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、推力盘装在轴上并鹏，在机床上打表进行形位公差和尺寸公差的检查。

表 2 2次装配时各装配尺寸打表记录 mm4 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。