反应堆冷却剂泵叶轮完整性分析新方法

摘要

本发明涉及一种反应堆冷却剂泵叶轮完整性分析新方法：通过对叶轮水力模型试验测的叶片压力分布的简化分析，假设从叶轮叶片尖部到叶片根部压力趋势为线性径向滑移，沿着圆周方向无压力滑移，将叶轮水力模型试验测的叶片进口边的压力导入Ansys，将真机轴向力除以轴向反作用力获得压力载荷因子，压力载荷因子乘以模型试验进口压力分布获得真机进口压力分布。通过计算叶轮整个运行周期内经受的载荷周期循环，修正叶轮原材料性能参数、叶轮运行工况温度获取周期循环下的疲劳极限；优化叶轮载荷运行工况，计算得出相应载荷下的最大应力幅度的安全因子与设计安全因子对比分析，确认疲劳安全性。

说明书

技术领域：本发明涉及一种反应堆冷却剂泵叶轮完整性分析方法。

背景方法：反应堆冷却剂泵叶轮转子发生断裂，反应堆冷却剂环路流量降低。如果发生在满功率下，堆芯冷却剂流量的降低导致一回路温度迅速升高，此时如果反应堆没有紧急停堆，将导致燃料棒的损毁，威胁到电站的安全运行。目前国内针对水力部件轴向载荷、抗疲劳安全性分析以及叶轮断裂性分析计算多依赖经验公式或商业软件，计算结论误差较大，缺乏理论依据可信度低，很难应用到工程实践当中，特别是对设计要求极其严格的核电与军工产业，理论的缺失也是国内众多泵企仅能承制核二、三级泵的主要原因。

发明内容：

本发明的目的是提供一种反应堆冷却剂泵叶轮完整性分析方法，能够准确评估核主泵全寿命期内载荷。本发明的方法方案为：一种反应堆冷却剂泵叶轮完整性分析方法，主要采用叶轮水力模型载荷与真机载荷对比获取载荷因子，计算得出真机叶片压力分布，导入商业软件进行叶轮应力及变形量计算；计算叶轮整个运行周期内经受的疲劳极限，计算得出相应载荷下的最大应力幅度的安全因子：

一、叶轮应力分析计算：

1)假设从叶轮叶片尖部到叶片根部压力趋势为线性径向滑移，沿着圆周方向无压力滑移；

2)水力模型试验测的模型泵叶片进口边翼尖点P1_M、叶片根部点>M压力，叶片中部翼尖点P3_M、叶片根部点P4_M压力，叶片出口边翼尖点P5_M、叶片根部点P6_M压力，测点值作为评定点；

3)计算冷态额定工况下叶轮真机轴向力及转矩；

a)推力因子计算：

KF＝F_M/(ρ_M*g*H_M*D_M²)

KM＝M_M/(ρ_M*g*H_M*D_M³)

KF为叶轮轴向力推力因子；

KM为叶轮力矩因子；

F_M为模型泵叶轮轴向力，模型试验测量；

M_M为模型泵叶轮转矩，模型试验测量；

ρ_M为模型泵水密度；

g为重力加速度；

H_M为模型泵扬程；

D_M为模型泵叶轮外径；

b)真机轴向力及转矩计算：

F_p＝KF*ρ_P*g*H_P*D_P²

M_Z＝KM*ρ_P*g*H_P*D_P³

F_p真机叶轮轴向力载荷；

M_Z真机叶轮转矩载荷；

ρ_P为真机冷态运行水密度；

g为重力加速度；

H_P为真机泵扬程；

D_P为真机叶轮外径；

4)将水力模型试验测点(P1_M、P2_M、P3_M、P4_M、P5_M、P6_M)压力值导入Ansys计算获取测点压力下真机轴向力F'与力矩M'；

5)叶轮真机轴向力F_p叶片表面压力换算：

K＝F_p/F'

K为轴向力载荷换算因子；

换算至真机叶轮叶片进口边翼尖点P1_P、叶片根部点P2_P压力：

P1_P＝K×P1_M

P2_P＝K×P2_M

换算至真机叶轮叶片中部边翼尖点P3_P、叶片根部点P4_P压力：

P3_P＝K×P3_M

P4_P＝K×P4_M

换算至真机叶轮叶片出口边翼尖点P5_P、叶片根部点P6_P压力：

P5_P＝K×P5_M

P6_P＝K×P6_M

6)叶轮真机转矩M_Z叶片表面压力换算：

K₁＝M_Z/M'

K₁为转矩载荷换算因子；

换算至真机叶轮叶片进口边翼尖点P1_Z、叶片根部点P2_Z压力：

P1_Z＝K₁×P1_M

P2_Z＝K₁×P2_M

换算至真机叶轮叶片中部边翼尖点P3_Z、叶片根部点P4_Z压力：

P3_Z＝K₁×P3_M

P4_Z＝K₁×P4_M

换算至真机叶轮叶片出口边翼尖点P5_Z、叶片根部点P6_Z压力：

P5_Z＝K₁×P5_M

P6_Z＝K₁×P6_M

7)将步骤5)与步骤6)计算压力载荷导入商业软件进行叶轮应力强度及变形量分析；

二、叶轮疲劳失效分析:

通过计算叶轮整个运行周期内经受的载荷周期循环，修正叶轮原材料性能参数、叶轮运行工况温度获取周期循环下的疲劳极限；优化叶轮载荷运行工况，计算得出相应载荷下的最大应力幅度的安全因子与设计安全因子对比分析，确认疲劳安全性；

1)计算叶轮整个运行周期内经受的载荷周期循环数：

L_f＝n*60*24*365*y*z

其中：

n为叶轮额定转速；

z为主泵导叶体叶片数量；

y主泵设计寿命；

2)根据实验室数据获得主泵叶轮相应材料室温20℃工况下的疲劳极限值σ_W,20℃，按照以下公式修正至叶轮运行工况下疲劳极限值：

σ_W,350℃＝σ_W,20℃*(R_M,350℃/R_M,20℃)

其中：

R_M,350℃为350℃叶轮原材料极限抗拉强度值；

R_M,20℃为20℃叶轮原材料极限抗拉强度值；

σ_W,20℃为20℃工况下叶轮原材料的疲劳极限值；

3)优化叶轮载荷运行工况，

运行工况1：平均应力σ_m为常数，应力振幅σ_a为变值；

运行工况2：应力振幅σ_a与平均应力σ_m之间比率为常数；

绘制轴向力载荷F_aH与转矩M_C载荷工况下：平均应力σ_m与应力振幅σ_a曲线图，平均应力σ_m为横坐标，应力振幅σ_a为纵坐标；

4)抗疲劳失效的安全因子S的计算与评定：

工况1：S₁＝σ_a,mar,1/σ_a

工况2：S₂＝σ_a,mar,2/σ_a

其中：

σ_a,mar,1，σ_a,mar,2＝(N,σ_a)为叶轮边缘线平均应力值；

σ_a为叶轮实际最终应力振幅值；

评定抗疲劳失效的安全因子S₁/S₂大于设计给定最小安全因子>min，即满足设计要求。

本发明提出叶轮模型试验计算真机轴向力计算方法，叶轮运行工况下全寿命期安全性因子以及断裂性临界强度因子分析方法，适用于所有比转速下混流式、轴流式离心机械叶轮完整性评定。

本发明的有益效果是：

(1)主泵叶轮在一回路高温工况下运行，冷却剂从叶轮与叶轮罩之间的间隙不经做功便流过，造成容积损失，甚至会出现回流、泄露涡等影响水泵性能的现象，为了最大限度地避免或者减少此种现象的出现，但是，高速旋转的叶轮必须与叶轮罩之间保持适当的距离，避免高温工况下与叶轮罩碰撞、甚至引发卡轴等严重事故工况，主泵设计严格控制叶片变形。因此，为避免由于结构振动引发的叶轮表面出现裂纹甚至断裂的事故，对叶轮应力变形进行分析很有必要。

(2)本发明提出了叶片压力无滑移假设，即叶轮叶片尖部到叶片根部压力趋势为线性径向滑移，沿着圆周方向无压力滑移。并首次提出叶轮水力模型与真机间的轴向力、径向转矩载荷相似换算方法。

(3)本发明提出模型泵叶片压力与真机叶片压力分布相似换算方法，模型泵叶片压力分布计算真机轴向力载荷F'及力矩M'，计算轴向力压力因子：

K＝F_p/F'

K1＝M_Z/M’

K₁为转矩载荷换算因子；

K为轴向力载荷换算因子；

通过模型泵叶片压力换算真机运行工况下叶片压力分布：

轴向载荷叶片压力换算：

Pi_P＝K×Pi_M

转矩载荷叶片压力换算：

Pi_Z＝K1×Pi_M

相对传统依赖经验公式计算叶轮轴向力及叶片表面压力分布，缺乏必要的理论依据，精度无法保证，本方法提供轴向力换算及叶片压力分布换算的理论基础。

(4)目前叶轮应力强度与寿命评估国内还未提出适用的方法，本发明首次提出叶轮叶片循环周期性载荷计算方法，叶轮室温工况与设计工况下疲劳极限值换算方法，叶轮抗疲劳失效的安全因子S的计算方法，本方法填补了国内水力部件安全性分析的空白。

本发明工作原理：本发明的特点是提出了叶片压力无滑移假设，基于模型泵与真机间的相似换算理论，既通过计算轴向力换算因子，进行模型泵与真机间的轴向力、转矩相似换算，通过计算载荷压力因子，进行模型泵叶片压力与真机叶轮叶片压力相似换算，计算真机运行工况下叶轮最大载荷及叶轮变形量。基于S_N曲线分析理论，优化了叶轮运行工况，提出叶轮全寿命期周期性载荷工况疲劳性计算方法。

附图说明

图1是叶轮完整性计算流程图

图2是叶轮水力模型压力测点布置图

图3是叶片叶尖及叶片根缘压力线性连接图

具体实施方式:

按图1所示的一种核主泵叶轮载荷设计计算新方法，模型泵叶片压力测量方案如图2所示，压力测点从叶片进口边1至出口边2逐渐减少，计算过程中在叶尖4与叶片根缘3分别选取三个测点值作为评定点；叶尖4测量值线性连接坐标图如图3所示直线5，叶片根缘3 测量值线性连接如图3所示直线6，评定点在叶轮进口、中部及叶轮出口选取，操作步骤如下：

一、叶轮应力分析计算：

1)假设从叶轮叶片尖部到叶片根部压力趋势为线性径向滑移，沿着圆周方向无压力滑移；

2)水力模型试验测的模型泵叶片进口边翼尖点P1_M、叶片根部点P2_M压力，叶片中部翼尖点P3_M、叶片根部点P4_M压力，叶片出口边翼尖点P5_M、叶片根部点P6_M压力，测点值作为评定点；

3)计算冷态额定工况下叶轮真机轴向力及转矩；

推力因子计算：

KF＝F_M/(ρ_M*g*H_M*D_M²)

KM＝M_M/(ρ_M*g*H_M*D_M³)

KF为叶轮轴向力推力因子；

KM为叶轮力矩因子；

F_M为模型泵叶轮轴向力，模型试验测量；

M_M为模型泵叶轮转矩，模型试验测量；

ρ_M为模型泵水密度；

g为重力加速度；

H_M为模型泵扬程；

D_M为模型泵叶轮外径；

真机轴向力及转矩计算：

F_p＝KF*ρ_P*g*H_P*D_P²

M_Z＝KM*ρ_P*g*H_P*D_P³

F_p真机叶轮轴向力载荷；

M_Z真机叶轮转矩载荷；

ρ_P为真机冷态运行水密度；

g为重力加速度；

H_P为真机泵扬程；

D_P为真机叶轮外径；

4)将水力模型试验测点(P1_M、P2_M、P3_M、P4_M、P5_M、P6_M)压力值导入Ansys计算获取测点压力下真机轴向力F'与力矩M'；

5)叶轮真机轴向力F_p叶片表面压力换算：

K＝F_p/F'

K为轴向力载荷换算因子；

换算至真机叶轮叶片进口边翼尖点P1_P、叶片根部点P2_P压力：

P1_P＝K×P1_M

P2_P＝K×P2_M

换算至真机叶轮叶片中部边翼尖点P3_P、叶片根部点P4_P压力：

P3_P＝K×P3_M

P4_P＝K×P4_M

换算至真机叶轮叶片出口边翼尖点P5_P、叶片根部点P6_P压力：

P5_P＝K×P5_M

P6_P＝K×P6_M

6)叶轮真机转矩M_Z叶片表面压力换算：

K₁＝M_Z/M'

K₁为转矩载荷换算因子；

换算至真机叶轮叶片进口边翼尖点P1_Z、叶片根部点P2_Z压力：

P1_Z＝K₁×P1_M

P2_Z＝K₁×P2_M

换算至真机叶轮叶片中部边翼尖点P3_Z、叶片根部点P4_Z压力：

P3_Z＝K₁×P3_M

P4_Z＝K₁×P4_M

换算至真机叶轮叶片出口边翼尖点P5_Z、叶片根部点P6_Z压力：

P5_Z＝K₁×P5_M

P6_Z＝K₁×P6_M

7)将步骤5)与步骤6)计算压力载荷导入商业软件进行叶轮应

力强度及变形量分析；

二、叶轮疲劳失效分析:

通过计算叶轮整个运行周期内经受的载荷周期循环，修正叶轮原材料性能参数、叶轮运行工况温度获取周期循环下的疲劳极限；优化叶轮载荷运行工况，计算得出相应载荷下的最大应力幅度的安全因子与设计安全因子对比分析，确认疲劳安全性；

1)计算叶轮整个运行周期内经受的载荷周期循环数：

L_f＝n*60*24*365*y*z

其中：

n为叶轮额定转速；

z为主泵导叶体叶片数量；

y主泵设计寿命；

2)根据实验室数据获得主泵叶轮相应材料室温20℃工况下的疲劳极限值σ_W,20℃，按照以下公式修正至叶轮运行工况下疲劳极限值：

σ_W,350℃＝σ_W,20℃*(R_M,350℃/R_M,20℃)

其中：

R_M,350℃为350℃叶轮原材料极限抗拉强度值；

R_M,20℃为20℃叶轮原材料极限抗拉强度值；

σ_W,20℃为20℃工况下叶轮原材料的疲劳极限值；

3)优化叶轮载荷运行工况，

运行工况1：平均应力σ_m为常数，应力振幅σ_a为变值；

运行工况2：应力振幅σ_a与平均应力σ_m之间比率为常数；

绘制轴向力载荷F_aH与转矩M_C载荷工况下：平均应力σ_m与应力振幅σ_a曲线图，平均应力σ_m为横坐标，应力振幅σ_a为纵坐标；

4)抗疲劳失效的安全因子S的计算与评定：

工况1：S₁＝σ_a,mar,1/σ_a

工况2：S₂＝σ_a,mar,2/σ_a

其中：

σ_a,mar,1，σ_a,mar,2＝(N,σ_a)为叶轮边缘线平均应力值；

σ_a为叶轮实际最终应力振幅值；

评定抗疲劳失效的安全因子S₁/S₂大于设计给定最小安全因子>min，即满足设计要求。

模型泵叶片压力测量方案如图2所示，压力测点从叶片进口至出口逐渐减少，计算过程中在叶尖与叶片根缘分别选取3个测点值作为评定点；叶片评定点测量值线性连接坐标图如图2所示，评定点在叶轮进口、中部及叶轮出口选取。

本发明中计算叶轮真机轴向力、真机叶轮叶片表面压力分布、叶轮抗疲劳失效分析方法，是基于长期的水力设计理论、水力模型试验及经验总结得出。通过核电站长期运行验证，维护期间检测评估，均满足规格书的设计要求。