特殊流道主泵低流阻水力部件研究_高泽民.pdf
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1、2023 年第 2 期特殊流道主泵低流阻水力部件研究高 泽 民(上海阿波罗智能装备科技有限公司,上海201401)摘要:主泵是反应堆冷却剂系统的主要设备之一,也是反应堆冷却剂系统压力边界的组成部分,能保证反应堆冷却剂压力边界的结构完整性。在实现主泵基础性能指标的同时,低流阻水力部件设计优化也应重点研究。根据特殊流道主泵结构形式,以降低主泵水力部件流动阻力系数为目标,开展特殊流道主泵低流阻水力部件设计,完成低流阻水力部件性能分析及低流阻优化,设计出能够满足要求的低流阻主泵水力部件。关键词:核电站用泵特殊流道主泵低流阻水力部件流动阻力系数中图分类号:TH311文献标识码:A主泵是反应堆冷却剂系统的
2、主要设备之一。根据特殊流道主泵结构形式,以降低主泵水力部件流动阻力系数为目标,开展特殊流道主泵低流阻水力部件设计优化,设计出能够满足要求的低流阻主泵水力部件。我国主泵低流阻水力部件的设计研究起步较晚,数据积累较少,近年来虽有部分高校与企业加大了研究力度,但总体上流阻指标依然较高。朱跃等1 运用分离涡模型对核主泵模型泵进出口流道非稳定流场进行压力脉动模拟,发现叶频和倍频导致主泵入口处有明显的压力脉动。王春林等2 采用大涡模拟的方法对核主泵叶轮和导叶处的压力脉动进行了分析,确定核主泵内最大压力脉动发生在叶轮出口处。王福军等3 对轴流泵叶轮出口处压力脉动进行了研究,发现从轮毂到轮缘压力脉动逐渐增大,
3、其原因可能是导叶的作用制约了水压力的波动。1研究目标设计出能够满足要求的主泵低流阻水力部件,并尽量降低主泵水力部件零转速工况下的阻力系数。通过开展特殊流道主泵低流阻水力部件的设计,完成主泵水力性能分析和流动阻力特性计算分析,并开展低流阻水力设计优化,最终设计出满足要求的主泵低流阻水力部件。2研究内容针对主泵低流阻水力部件,计算零转速工况下水力部件在特殊流道中的流动阻力,得到不同流量下低流阻水力部件的流阻特性分布;开展不同水力部件参数下的流阻特性分析,研究水力部件流阻特性随水力设计参数的变化情况;开展低流阻性能优化研究,在满足水力性能要求的前提下尽量降低水力部件在零转速工况的流动阻力,同时根据流
4、场分析情况开展优化研究;最终确定低流阻水力部件方案。3研究过程3.1水力模型选择选用两套优秀的原始水力模型进行方案对比,并分别对两个方案进行过流部件流阻的基础分析与优化。方案一和方案二的进出水结构一样,均采用双套管结构,流体从套管外侧吸入,经 180 度变向后流经叶轮,再经叶轮做功后通过导叶从套管内侧排出,两个方案套管的内外侧直径均相同。方案一和方案二的水力模型均采用混流式叶轮,叶轮叶片数均为 4 枚,不同之处在于导叶的叶片数不同、叶片形状不同、流道结构不同。方案一的导叶前盖板为等直径盖板,方案二的导叶前盖板712023 年第 2 期为变直径盖板。方案一和方案二的结构图如图 1 所示,水力模型
5、参数如表 1 所示。3.2三维模型根据方案一和方案二的结构图和水力模型参数,采用 NX 三维软件进行三维建模,如图2 所示。3.3水力方案计算分析根据计算需要对过流部件的计算域进行网格划分(见图3),各过流部件的网格数划分如表 2所示。由表 2 可以看出,两种方案的网格总数相近,可以避免由于网格数量差异导致的计算误差,同时两种网格都通过了网格无关性验证,说明在该网格数量下计算的结果具有可信度。叶轮静止时与导叶的位置关系不同会导致计算的流动阻力系数不同,由于叶轮与导叶都是围绕着转轴中心均匀的周期分布,故叶轮旋转一定角度后,叶轮与导叶的相对关系仍相同,则取该旋转角度的最小值为最小计算周期 T,统一
6、采用在一个最小计算周期内取 4 个相位计算点,分别为 0、T/4、2T/4、3T/4。本文采用计算最小计算周期内不同图 1水力模型结构对比图 2两种方案三维模型图示图 3过流部件网格划分表 2各个过流部件的网格数量过流部件名称进口段叶轮导叶总计方案一网格数量189797161488517617054274561方案二网格数量143872962428722425354305551相位的流动阻力系数来评价流阻的大小。低流阻主泵模拟性能值如表 3 所示。最小计算周期的计算公式为:T=360n1n2式中,T 为最小计算周期;n1为叶轮叶片数;n2为导叶叶片数。由图 4 可知,方案一和方案二的流动阻力系
7、数都不符合要求;方案二的流动阻力系数比方案一更表 1水力模型参数对比名称叶轮型式转速/(r/min)流量/(m3/h)扬程/m水力效率/%叶轮叶片数叶片包角/()旋转方向导流体叶片数导叶叶片数轴向力/t方案一混流式叶轮2950158052.580.84141.5从叶轮进口看,逆时针7111.15方案二2950158054.588.94133.5770.93812023 年第 2 期表 3低流阻主泵模拟性能值流动阻力系数计算相位点0T/42T/43T/4最大值额定流量方案一38.538.438.438.738.7方案二35.436.535.334.936.5小流量方案一38.638.838.33
8、8.238.8方案二35.334.835.436.136.1图 4叶轮旋转角度与流动阻力系数关系图小。同一方案条件下,不同流量流动阻力的波动幅值基本相同,说明流量对流动阻力的计算结果无明显影响,故后续优化计算仅以额定流量点的流动阻力计算值作为评判的标准。为了更直观表现低流阻主泵内部水体的速度变化情况,取两个方案三维模型的速度矢量分布来对比分析,如图 5 图 7 所示。由图 5 图 7 可以看出,在额定流量点的条件下,进口段的速度分布比较稳定,流场扰动较小,图 5进口段速度矢量分布图图 6叶轮速度矢量分布图图 7导叶出口段速度矢量分布图但在叶轮和导叶处速度分布比较紊乱。其中在叶轮叶尖工作面侧和导
9、叶叶尖工作面都出现了速度陡降的旋涡,方案一比方案二的旋涡范围更广,这也验证了方案一的流动阻力系数比方案二更大。由图 8 可以看出,两种方案的压降曲线基本相同,总压的损失主要为导叶部分,其次为叶轮部分,其余流域总压损失很小。综上所述,方案二比方案一的平均流动阻力系数更小,水力效率更高,可优化空间更大,因此本文以方案二水力模型为基础,来进行下一步的流阻优化。图 8不同截面压降图912023 年第 2 期3.4叶轮流阻分析通过上述分析结论,虽然方案二的平均流阻更小,但是仍然不能满足设计要求,需要针对方案二提出流阻优化措施。叶轮内部流道越光滑,障碍物越少,则流动阻力更小,基于这点,首先考虑将叶轮的前盖
10、板取消,使叶轮变成半开式叶轮,最大程度提高表面光洁度,降低前盖板对流体带来的冲击和局部损失。针对方案二的叶轮水力结构(见图9),分别以闭式叶轮和半开式叶轮两种型式进行分析对比,通过计算分析,确定后续采用半开式叶轮还是闭式叶轮。CFD 计算结果如图 10、表 4 所示。从结果可以看出,在同样采用 7 枚导叶片的方案二流阻对比下,半开式叶轮与闭式叶轮流阻系数相近,但采用半开式叶轮效率降低幅度较大,综合考虑,以闭式叶轮的水力模型作为研究基础。图 9方案二的叶轮型式图 10半开式叶轮与闭式叶轮流动阻力系数对比图表 4相同导叶数下半开式叶轮与闭式叶轮低流阻主泵模拟性能值方案二流动阻力系数计算相位点0T/
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