核主泵屏蔽電機推力軸承裝配沖擊載荷估算分析①

(哈爾濱電氣動力裝備有限公司，黑龍江　哈爾濱　150040)

非能動三代核電壓水堆主泵電機種類為核主泵屏蔽電機[1]，水潤滑推力軸承運行時的可靠性受到了各方面關注[2-4]。屏蔽電機一般采用水潤滑推力軸承，推力軸承軸瓦一般采用石墨或碳碳復合材料，軸瓦瓦面材料耐沖擊能力有限。在屏蔽電機總裝時，先放入一個推力軸承裝配，而后插入轉子，轉子裝配中帶有推力盤(有時也含飛輪)。總裝配時將轉子吊裝插入定子，在插入的過程中，推力盤不斷接近推力瓦；隨著插入深度不斷增加，定子法蘭外側已經無法直接觀察推力盤與推力瓦的距離。裝配用吊車每次點動下降距離為1～5mm，裝配時憑借經驗判斷，在恰當位置處直接下落轉子推力盤至推力瓦接觸面。在下落接近結束的過程中，存在推力盤與推力瓦碰撞工況。在碰撞的瞬態，推力瓦將承受一定的沖擊載荷[5]，推力瓦材料的耐沖擊性能往往不高，這就需要研究裝配過程碰撞允許最大高度。

1　碰撞沖擊問題

裝配過程中，推力盤與推力瓦碰撞屬于一種沖擊問題，其特點是轉子沖擊物接觸后在瞬態速度快速變為零時，被沖擊的推力瓦在此瞬間承受很大的沖擊應力和應變，這種碰撞沖擊屬于沖擊載荷。屏蔽電機轉子存在兩種結構，一種為推力盤熱套在軸上，如圖1所示；另外一種為飛輪和推力盤一起熱套在軸上如圖2所示。

圖1　推力盤與推力瓦接觸Fig.1　The contact between the reasoning disc and the thrust pad

圖2　推力盤(含飛輪)與推力瓦接觸Fig.2　Thrust disc (containing flywheel) contact with thrust pad

圖3　沖擊載荷數學模型Fig.3　Mathematical model of impact load

2　沖擊載荷模型

圖1與圖2的物理模型進一步簡化為碰撞數學模型，如圖3所示，研究推力盤與一塊瓦的碰撞問題，推力瓦的數量為n，轉子的質量抽象為一個質點m，轉子下降速度為v，推力盤距離推力瓦的高度為h，推力瓦簡化一個兩點簡支梁，并且做以下假設，不考慮推力盤在軸向的微小偏轉，不考慮推力瓦之間載荷不均勻性，不考慮推力瓦具體限位結構帶來的周向和徑向微小偏轉，假設推力軸承為剛性支撐，沖擊過程推力盤變形折算至推力瓦處，假設被沖擊的推力瓦重量與轉子重量相比很小而且可忽略不計，這個時候轉子與推力瓦接觸后，可認為附著與推力瓦上而成為一個系統，在隨后的過程中轉子沿著沖擊方向的運動即可用一個單自由度系統的彈性擾動來模擬，其運動方程如式(1)所示[6]。

(1)

其中，k為彈性系數，它等于梁受沖擊處點沿沖擊方向產生單位靜位移所需的外力；F為轉子的重力沿沖擊方向的分力；Δ為梁在沖擊點沿沖擊方向產生的動位移。

式(1)微分方程的解，見式(2)：

(2)

(3)

(4)

最大動位移：

(5)

若令：

(6)

則：

(7)

其中，Δst1是轉子的重力沿沖擊方向的分力作用在梁上所產生的靜位移，Δst是假定重力沿沖擊方向作用在梁上所產生的靜位移。

若令：

(8)

則：

(9)

所以，a=1,b=1，代入式(9)，

則：

(10)

3　某型核主泵裝配沖擊分析

在轉子插入屏蔽電機的過程，轉子是勻速點動下降，轉子的推力盤在與推力瓦接觸前，初速度為0，在最后一次點動下降之前，推力盤距離推力瓦高度為h；在最后一次下降過程中，推力盤與推力瓦即將接觸的一個微小時間前數值為v0，轉子的重力勢能G轉化為轉子動能E，根據能量守恒原則，重力勢能的變化等于下落動能的增加。

(11)

則：

(12)

根據式(12)分析，當h無限接近0時，推力盤從靜止狀態下落至推力瓦時，

可見，安裝過程中的動載荷沖擊是不能簡單忽略的，即便推力盤在與推力瓦之間無限接近處初速度為0的狀態下發生碰撞，碰撞產生的沖擊載荷至少為靜載荷的兩倍。

根據某型核主泵水潤滑推力軸承靜態載荷變形計算，推力瓦變形為0.02mm，推力盤變形為0.05mm，累計等效變形為0.07mm，可知Δst=0.07mm。

則，某型核主泵推力軸承裝配對應的動載荷系數

(13)

對于某型核主泵，轉子最后一次下落時的高度h不同時，其動態載荷系數K變動較為明顯，如圖4所示，隨著高度h從0增加至100mm，動態載荷系數從2增加至54.46。

圖4　某型核主泵裝配沖擊載荷動態載荷系數曲線Fig.4　Dynamic load coefficient curve of a nuclear main pump assembly under impact load

通過以上分析，屏蔽電機轉子落入定子過程中，在吊車最后一次點動之前，推力盤與推力瓦之間要盡量接近；但受限于吊車每次最小點動行程和裝配工藝尺寸限制，推力盤與推力瓦之間距離又不能無限接近0。根據大型屏蔽電機以往經驗，裝配h值建議小于5mm，此時動態載荷系數為13，此水潤滑軸承靜態等效壓力為0.5MPa，對應的動態載荷為6.5MPa。

可見，控制裝配高度h對避免推力瓦瓦面沖擊過載而發生表面剝落具有重要意義。裝配車間采用的吊車一般均滿足標準GB/T 14405—2011《通用橋式起重機》[7]，標準GB/T 14405—2011列舉了常用起重機應滿足的對應速度表，如表1所示；根據表1結合具體吊車供貨說明書，可以推算出，吊車點動操作的最小高度移動值，也可為h值選擇提供參考。

表1　常用起重機速度對應表

4　最大安裝落入距離

核主泵水潤滑推力軸承推力瓦材料一般選用石墨或碳碳復合材料，瓦面材料的抗折強度一般應大于90MPa，可以根據最小抗壓強度推算裝配過程發生沖擊載荷時轉子的最大安裝落入距離hmax；瓦面抗折強度為P，最大取值90MPa，此推力瓦面瓦型為階梯型，最大點靜載荷為P0，取值約1.5MPa，若瓦型為柱面時，P0等效取值范圍一般在1.5～2.5MPa左右。

根據以上設定，可知：

P=P0·K1

(14)

綜合式(12)和式(13)，可知：

(15)

易知：

(16)

從式(16)可知，在核主泵推力軸承支撐結構固定時，瓦面抗折強度增加時，最大安裝落入距離增加，瓦面最大點靜載荷增加時，最大安裝落入距離減小，其分布規律如圖5所示。

圖5　某型核主泵裝配最大安裝落入距離三維分布圖Fig.5　The maximum installation of a nuclear main pump assembly falls into a three-dimensional distribution map.

將P=90，P0=1.5代入式(15)，可得hmax=121.8mm。根據以上分析，此核主泵插轉子過程中，一旦落入距離大于122mm時，瓦面的局部區域將發生部分淺表層脫落，在安裝過程中，推力瓦表面將產生的破碎顆粒。在核主泵啟動后，破碎顆粒將會進入推力瓦與推力盤組成的摩擦副，破壞摩擦副進而影響核主泵的安全運行。

在核主泵總裝配的過程中，可以通過測量推力軸承座與機座法蘭面的高度值，作為判斷是否最后一次點動下落轉子到位，即推力盤與推力瓦接觸。在確定推力盤與推力瓦間隙值小于5mm時，再決定一次落入到位。軸承安裝也有另一種情況，下推力軸承先與轉子推力盤通過工裝把緊，然后轉子與軸承一同落入定子機座。此時，雖然瓦面與推力盤無縫隙，但軸承座直接落入定子機座，還是會存在沖擊載荷；由于推力軸承支撐系統存在一定的剛度阻尼，在這個瞬間，推力瓦還是會間接地受到沖擊載荷作用，從可靠性角度還是要降低h值范圍。

5　結語

本文利用振動分析方法通過彈性擾動微分方程，初步建立的核主泵推力軸承在總裝過程所允許的最大安裝落入距離解析表達式，并明確了碰撞瞬間的等效動載荷系數估算方法。經過本文分析研究得出幾點初步結論：

1)在下落初速度為0時，推力盤與推力瓦碰撞瞬間的動載荷系數只與安裝落入距離和靜載荷等效變形有關系。

2)最大安裝落入距離與瓦面抗折強度和最大點靜載荷有關。瓦面抗折強度越大，最大安裝落入距離越大；最大點靜載荷越大，最大安裝落入距離越小。

3)通過某型核主泵推力軸承總裝過程分析，提出了具體安裝建議，即安裝落入距離不大于5mm，此時動態載荷系數為13；最大安裝落入距離不能超過122mm。

4)提出了總裝時可以采取的間接尺寸檢測方法，以確保最大安裝落入距離不超標。

5)推導出了碰撞時動態載荷系數和最大安裝落入距離兩個估算用解析表達式。