CN104314870B - 基于径向力多工况核电用泵环形泵壳水力设计方法 - Google Patents

Abstract

本发明提供了一种基于径向力核电用泵环形泵壳水力设计方法，近似用环形泵壳出口两侧的偏心内壁区域的面积S₁、S₂以及与环形泵壳出口相对的内壁的区域的面积为S₃表示三处的压力；使叶轮中心线偏离环形压出室中心线的值Δ满足0.9S₃≤S₂+S₁≤1.1S₃关系式。利用叶轮中心线与环形压出室中心线偏心产生的压差平衡消除由环形压出室本身结构引起的绝大部分径向力，同时满足多个工况点的运行要求。

Description

基于径向力多工况核电用泵环形泵壳水力设计方法

技术领域

本发明属于核电用泵领域，尤其是基于径向力多工况核电用泵环形泵壳水力设计方法。

背景技术

核电泵要求连续运转，对可靠性和安全性要求极为严格。许多泵还要求在紧急情况下可以保证安全停车。由于放射性液体的泄漏对环境和人身构成潜在的威胁，要保证这些泵没有泄露或泄露在可控制的范围之内，在结构上就必须保证核电用泵是整体的装在一个容器里，这样也造成核电用泵成本高。

核电用泵是核承压设备，应遵守美国ASME规范和法国RCC规范。按ASME规范核设备分三个等级：

核一级：它的损坏会导致一回路冷却剂的漏失超过反应堆正常补水能力，或会阻碍反应堆的顺利停堆和冷却。

核二级：核一级以外的输送反应堆冷却剂的承压设备。

核三级：其他重要安全设备，及其损坏不会引起直接放射性的后果的设备。

现有核电站主要有两大类：压力反应堆(PWR)电站和沸水反应堆(BWR)电站。在建的核电站大部分为PWR核电站。

PWR电站有两个回路，一次回路是把水或其他液体压入反应堆，获得由核裂变释放的核能，被加热的高温高压的水或其他液体(典型一次回路在压力15.3-16.3MPa下，300-350℃水不气化)，然后进入蒸汽发生器，把热量交换给第二回路中的水，而后被主泵压入反应堆重新被加热；在第二回路中蒸汽发生器内的水被加热成蒸汽，进入汽轮机，带动发电机发电，做功后的蒸汽进入冷凝器冷却成水，再由给水泵送入蒸汽发生器，被加热变成蒸汽，以此循环。通常所说的核岛是指发生蒸汽的部分，非核岛是指蒸汽转换为电能的部分，非核岛和火电站基本相同。

核电用泵径向力可以简单地认为是叶轮四周流场对叶轮所产生的径向作用力。对于环形压水室，在零流量时，叶轮尽管有流体流入和排出，但是，全部流体在叶轮的作用下在环形空间内作强制涡旋运动。由于叶轮和环形泵体都是对称的，这相当于实心圆环在环形空间内做转动，忽略出口的影响，叶轮四周的压力和流场都是对称的，这是理论上环形泵的径向力为零。一旦产生流量，这种平衡便被破坏，这时环形流道内的流量沿周向逐渐增加，在隔舌处部分流体重新进入压水室，压水室压力也沿周向逐渐下降，随着流量的进一步增加并超过额定流量后，压水室起始流道将出现所谓的倒流，直接流到泵的出口，而其余液流仍然经压水室排出。但是，流道内压力变化趋势却有所不同，在流道的开始部分压力逆倒流方向上升，然后再沿流道逐渐下降。

根据核电站系统要求，核电用泵有时要满足三个运行工况点，以达到使用要求。这就需要在原有的设计基础上进行优化设计实现泵运行条件下径向力最小，保证机组稳定运行，延长使用寿命。

核电用泵大多采用环形压出室，理想环形压出室是对称结构无径向力的，但是实际压出室有一个出口，使得实际流体在压出室中径向压力不对称产生径向力。径向力的方向为竖直向下，产生的径向力会引起振动噪声，影响泵机组运行的寿命。

发明内容

为了消环形压出室的径向力，提高运行寿命，本发明提供了一种基于径向力核电用泵环形泵壳水力设计方法，利用叶轮中心线与环形压出室中心线偏心产生的压差平衡消除由环形压出室本身结构引起的绝大部分径向力，误差不超过±10％。

本发明是通过以下技术手段实现上述技术目的的。

一种基于径向力核电用泵环形泵壳水力设计方法，其特征在于，

叶轮中心线向下偏离环形压出室中心线设置，设偏心为Δ，利用偏心所形成的压力来平衡与出口相对位置处的径向压力；

定义：环形泵壳出口两侧因叶轮偏心设置所导致的在开口两侧产生的径向压力区域分别为偏心内壁区域面积S₁、S₂，与环形泵壳出口相对的内壁的区域的面积为S₃，S₁、S₂两处的压力在水平方向的分力相互抵消，合力的方向竖直向上，用以平衡S₃处的压力；设：分别用面积S₁﹑S₂﹑S₃近似表示三处区域的在竖直方向上的受力；

即0.9S₃≤S₂+S₁≤1.1S₃ (1)

S₃区域的竖直向下的压力为：

S₃＝π·(R²-r²)×θ/180°-2×1/2×Δ·r·sin(180°-θ-α) (2)

S₁、S₂区域的竖直向上的合力为：

式中：

R——环形压出室内径；

r——导叶外径；

θ——环形压出室出口所对应的圆心角的一半；

Δ——叶轮中心线偏离环形压出室中心线的值；

α、β、γ——中间变量，sinα＝sinθ×Δ/r，sinγ＝Δ/r，β＝180°-2γ；

使所述偏心Δ满足关系式(1)。

优选地，选取从小到大的三个运行工况点：(Q₁，H₁)、(Q₂，H₂)、(Q₃，H₃)，且以工况点(Q₂，H₂)为最优工况点；

最优工况点(Q₂，H₂)下：

S₃区域的竖直向下的压力、S₁、S₂区域的竖直向上的合力分别为式(1)、式(2)，偏心Δ满足式(1)；

在非最优工况下(Q₁，H₁)、(Q₃，H₃)工况条件下叶轮的偏心分别为：

${\mathrm{\Δ}}_1=\frac{H_2/H_1}{\sqrt{Q_1/Q_2}}\·\mathrm{\Δ}---\left(4\right)$

${\mathrm{\Δ}}_3=\frac{H_2/H_3}{\sqrt{Q_3/Q_2}}\·\mathrm{\Δ}---\left(5\right)$

为了减少环形压出室出口结构对应的缺少的部分引起的流动紊乱所造成的损失，利用叶轮中心线偏离环形压出室中心线使得流道减小来与抵消流动紊乱的损失，定义扩散段出口对应的偏心区域的面积为S₄，扩散段进口对应的缺少部分面积S₅；并近似用面积S₄﹑S₅分别表示扩散段出口对应的偏心区域的压强、扩散段进口对应的泵壳面积处的压强，

即：S₄＝S₅ (6)

S₄﹑S₅两处的压强分别为：

S₄＝2×Δ×r×sinδ (7)

式中：

R——环形压出室内径；

r——导叶外径；

θ——环形压出室出口所对应的圆心角的一半；

Δ——叶轮中心线偏离环形压出室中心线的值；

α、β、γ——中间变量，sinα＝sinθ×Δ/r，sinγ＝Δ/r，β＝180°-2γ；

δ——中间变量，

ζ＝D_d－2×L·tanψ，其中：ψ为扩散角，取值范围为ψ＝8°～12°；L为扩散管高度；D_d为排出口径；

三个运行工况(Q₁，H₁)、(Q₂，H₂)、(Q₃，H₃)条件下的叶轮中心线偏离环形泵壳的环形压出室中心线的值Δ’，应满足式(1)、(4)、(5)所确定的偏心的并集与式(6)所确定的偏心的交集。

优选地，所述扩散角ψ的取值范围为8°～12°。

优选地，排出口径其中Q为流量。

优选地，扩散管高度L＝0.6D_d。

本发明是利用叶轮中心线与环形压出室中心线偏心产生的压差平衡消除由环形压出室本身结构引起的绝大部分径向力，同时满足多个工况点的运行要求，误差不超过±10％。

附图说明

图1为偏心水力设计方法设计的环形压出室压力分布简化图。

图2为基于环形压出室本身结构在扩散角度范围内考虑偏心简图。

图中：

1-环形泵壳，2-环形泵壳出口，3-导叶，4-环形泵壳扩散段。

具体实施方式

下面结合附图以及具体实施例对本发明作进一步的说明，但本发明的保护范围并不限于此。

以余热排出泵为例：余热排出泵属于二级泵，是余热排出系统RRA的组成部分，属一回路系统。它位于安全壳内，在反应堆停运过程中，余热排出泵使反应堆冷却剂在RRA热交换器和反应堆压力容器之间循环以保证电厂进入冷停堆状态。在正常停堆和事故停堆后带出堆芯的衰变热，维持核电厂处与安全状态。在许多核电厂，余热排出系统也兼顾低压安全注射功能。它的功能是排除反应堆余热，余热占电站总热功率的2-3％。每个机组有两个余热排出泵。

余热排出泵的结构形式为卧式单级单吸离心泵，采用水平吸收、垂直向上吐出结构，转子为悬臂结构，在检修时不用卸进出口接管，使得检修更加方便，占地面积减小。叶轮外设置径向导叶，使流体均匀进入环形压出室，以消除平衡径向力。

已知余热排出泵的运行工况点数据如下：

(H₁，Q₁)＝(95m，120m³/h)、(H₂，Q₂)＝(77m，910m³/h)、(H₃，Q₃)＝(43m，1475m³/h)，N＝1490r/min；

余热排出泵的结构参数如下：

叶轮外径D₂：505mm

包括盖板的叶轮出口宽度B₂：72mm

环形压出室内径R：425mm

导叶外径r：359mm

扩散管高度L：152mm

排出口径D_d：250mm

径向力公式F＝3.53·HD₂B₂×10³

式中：H——泵杨程，m；

D₂——叶轮外径，m；

B₂——包括盖板的叶轮出口宽度，m。

将上述参数带入径向力公式，计算最优工况(H₂，Q₂)＝(77m，910m³/h)下，环形泵壳环形压出室出口两侧的偏心内壁区域S₃的径向力为：

F₂＝3.53×77×0.505×0.072×103 N＝9887N

实验测得(H₁，Q₁)＝(95m，120m³/h)、(H₃，Q₃)＝(43m，1475m³/h)两种工况下径向力为：

F₁＝14138N

F₃＝22328N

现采用本发明所述的水力设计方法，环形压出室中心线与叶轮中心线偏心，即叶轮中心线向下偏心Δ，利用偏差形成的压差平衡消除掉径向力，允许偏差±10％。

最优工况点(Q₂，H₂)＝(77m，910m³/h)下：

如图1所示，环形泵壳出口两侧因叶轮偏心设置所导致的在开口两侧产生的径向压力区域的偏心内壁区域的面积S₁、S₂，与环形泵壳出口相对的内壁的区域的面积为S₃。S₁、S₂两处的压力在水平方向的分力相互抵消，合力的方向竖直向上，用以平衡S₃处的压力。环形压出室内压力与面积成正比，用面积S₁﹑S₂、S₃近似表示三处区域的在竖直方向上的受力，即0.9S₃≤S₂+S₁≤1.1S₃ (1)。

S₃区域的竖直向下的压力为：

S₃＝π·(R²-r²)×θ/180°-2×1/2×Δ·r·sin(180°-θ-α) (2)

S₁、S₂区域的竖直向上的合力为：

式中：

R——环形压出室内径；

r——导叶外径；

θ——环形压出室出口所对应的圆心角的一半；

Δ——叶轮中心线偏离环形压出室中心线的值；

α、β、γ——中间变量，sinα＝sinθ×Δ/r，sinγ＝Δ/r，β＝180°-2γ。

使所述偏心Δ满足关系式0.9S₃≤S₂+S₁≤1.1S₃ (3)。

采用代入数值逼近求解的方法近似求解最优工况下Δ。分析：

当Δ＝12时，S₃＝(15345-1300)N＝14045N

S₁+S₂＝(17224-5086)N＝12138N 由于S₁+S₂＜0.9S₃故舍弃；

当Δ＝13时，S₃＝(15345-1412)N＝13933N

S₁+S₂＝(18659-5510)N＝13149N 由于S₁+S₂≈S₃故符合；

当Δ＝16时，S₃＝(15345-1750)N＝13595N

S₁+S₂＝(22963-6781)N＝16182 N 由于S₁+S₂≤1.1S₃故符合；

当Δ＝17时，S₃＝(15345-1865)N＝13480N

S₁+S₂＝(24397-7236)N＝17161N 由于S₁+S₂＞1.1S₃故舍弃；

由上可知，最优工况(Q₂，H₂)＝(77m，910m³/h)下，环形压出室的时候控制压出室中心线与叶轮中心线偏差Δ在13mm-16mm之间，可平衡消除绝大部分径向力，误差在±10％。

在非最优工况条件(H₁，Q₁)＝(95m，120m³/h)、(H₃，Q₃)＝(43m，1475m³/h)两种工况下，偏心取值分别为：

$\begin{array}{c}{\mathrm{\Δ}}_1=\frac{H_2/H_1}{\sqrt{Q_1/Q_2}}\·\mathrm{\Δ}\\ =\frac{77/95}{\sqrt{120/910}}\×(13~16)\mathrm{mm}\\ =2.2320\×(13~16)\mathrm{mm}\\ =26\mathrm{mm}~32\mathrm{mm}\end{array}---\left(4\right)$

$\begin{array}{c}{\mathrm{\Δ}}_3=\frac{H_2/H_3}{\sqrt{Q_3/Q_2}}\·\mathrm{\Δ}\\ =\frac{77/43}{\sqrt{1475/910}}\×(13~16)\mathrm{mm}\\ =1.4065\×(13~16)\mathrm{mm}\\ =18\mathrm{mm}~23\mathrm{mm}\end{array}---\left(5\right)$

但是，在非最优工况条件(H₁，Q₁)＝(95m，120m³/h)、(H₃，Q₃)＝(43m，1475m³/h)两种工况下，损失比较严重。基于环形压出室本身结构在扩散角度范围内，利用叶轮的偏心减小损失，提高效率。如图2所示，扩散段出口对应的偏心区域的面积为S₄，扩散段进口对应的缺少部分面积S₅；基于非最优工况下扩散段损失，由于环形压出室出口结构对应的缺少的部分S₅使得流动紊乱，考虑利用叶轮中心线偏离环形压出室中心线使得流道减小的部分S₄与S₅相抵消。近似用面积S₄﹑S₅分别表示扩散段出口对应的偏心区域的压强、扩散段进口对应的泵壳面积处的压强，

即：S₄＝S₅ (6)。

S₄﹑S₅两处的压强分别为：

S₄＝2×Δ×r×sinδ (7)

式中：

R——环形压出室内径；

r——导叶外径；

θ——环形压出室出口所对应的圆心角的一半；

Δ——叶轮中心线偏离环形压出室中心线的值；

α、β、γ——中间变量，sinα＝sinθ×Δ/r，sinγ＝Δ/r，β＝180°-2γ；

δ——中间变量，ζ＝Dd－2×L·tanψ，其中：ψ为扩散角，取值范围为ψ＝8°～12°；L为扩散管高度，取值152mm；D_d为排出口径，取值250mm。

在(H₁，Q₁)＝(95m，120m³/h)、(H₃，Q₃)＝(43m，1475m³/h)两种工况下，

解得Δ＝15mm～17mm。

三个运行工况(Q₁，H₁)、(Q₂，H₂)、(Q₃，H₃)条件下的叶轮中心线偏离环形泵壳的环形压出室中心线的值Δ’，应满足式(1)、(4)、(5)所确定的偏心的并集与式(6)所确定的偏心的交集，即Δ’＝[(13mm，16mm)∪(26mm，32mm)∪(18mm，23mm)]∩(15mm，17mm)即为最优偏差Δ’范围为15～16mm。

所述实施例为本发明的优选的实施方式，但本发明并不限于上述实施方式，在不背离本发明的实质内容的情况下，本领域技术人员能够做出的任何显而易见的改进、替换或变型均属于本发明的保护范围。

Claims (4)

1.一种基于径向力核电用泵环形泵壳水力设计方法，其特征在于，

叶轮中心线向下偏离环形压出室中心线设置，设偏心为Δ，利用偏心所形成的压力来平衡与出口相对位置处的径向压力；

定义：环形泵壳出口两侧因叶轮偏心设置所导致的在出口两侧产生的径向压力区域的面积分别为偏心内壁区域面积S₁、S₂，与环形泵壳出口相对的内壁的区域的面积为S₃，S₁、S₂两处的压力在水平方向的分力相互抵消，合力的方向竖直向上，用以平衡S₃处的压力；设：分别用面积S₁﹑S₂﹑S₃近似表示三处区域的在竖直方向上的受力；

即0.9S₃≤S₂+S₁≤1.1S₃ (1)

S₃区域的竖直向下的压力为：

S₃＝π·(R²-r²)×θ/180°-2×1/2×Δ·r·sin(180°-θ-α) (2)

S₁、S₂区域的竖直向上的合力为：

式中：

R——环形压出室内径；

r——导叶外径；

θ——环形压出室出口所对应的圆心角的一半；

Δ——叶轮中心线偏离环形压出室中心线的值；

α、β、γ——中间变量，sinα＝sinθ×Δ/r，sinγ＝Δ/r，β＝180°-2γ；

使所述偏心Δ满足关系式(1)。

2.根据权利要求1所述的基于径向力核电用泵环形泵壳水力设计方法，其特征在于，

选取从小到大的三个运行工况点：(Q₁，H₁)、(Q₂，H₂)、(Q₃，H₃)，且以工况点(Q₂，H₂)为最优工况点；其中：Q₁、Q₂、Q₃分别为三个运行工况点的流量，H₁、H₂、H₃分别为三个运行工况点的扬程；

最优工况点(Q₂，H₂)下：

S₃区域的竖直向下的压力、S₁、S₂区域的竖直向上的合力分别为式(2)、式(3)，偏心Δ满足式(1)；

在非最优工况下(Q₁，H₁)、(Q₃，H₃)工况条件下，叶轮的偏心分别为：

${\mathrm{\Δ}}_1=\frac{H_2/H_1}{\sqrt{Q_1/Q_2}}\·\mathrm{\Δ}---\left(4\right)$

${\mathrm{\Δ}}_3=\frac{H_2/H_3}{\sqrt{Q_3/Q_2}}\·\mathrm{\Δ}---\left(5\right)$

为了减少环形压出室出口结构对应的缺少的部分引起的流动紊乱所造成的损失，利用叶轮中心线偏离环形压出室中心线使得流道减小来抵消流动紊乱的损失，定义扩散段出口对应的偏心区域的面积为S₄，扩散段进口对应的缺少部分面积S₅；并近似用面积S₄﹑S₅分别表示扩散段出口对应的偏心区域的压强、扩散段进口对应的泵壳面积处的压强，

即：S₄＝S₅ (6)

S₄﹑S₅两处的压强分别为：

S₄＝2×Δ×r×sinδ (7)

式中：

R——环形压出室内径；

r——导叶外径；

θ——环形压出室出口所对应的圆心角的一半；

Δ——叶轮中心线偏离环形压出室中心线的值；

δ——中间变量，

ζ＝D_d－2×L·tanψ，其中：ψ为扩散角，取值范围为ψ＝8°～12°；L为扩散管高度；D_d为排出口径；

三个运行工况(Q₁，H₁)、(Q₂，H₂)、(Q₃，H₃)条件下的叶轮中心线偏离环形泵壳的环形压出室中心线的值Δ’，应满足式(1)、(4)、(5)所确定的偏心的并集与式(6)所确定的偏心的交集。

3.根据权利要求2所述的基于径向力核电用泵环形泵壳水力设计方法，其特征在于，排出口径其中Q为流量。

4.根据权利要求2所述的基于径向力核电用泵环形泵壳水力设计方法，其特征在于，扩散管高度L＝0.6D_d。