CN114169259A - 主泵静压轴封在极限工况运行可靠性的计算评价方法 - Google Patents

主泵静压轴封在极限工况运行可靠性的计算评价方法 Download PDF

Info

Publication number
CN114169259A
CN114169259A CN202111350085.2A CN202111350085A CN114169259A CN 114169259 A CN114169259 A CN 114169259A CN 202111350085 A CN202111350085 A CN 202111350085A CN 114169259 A CN114169259 A CN 114169259A
Authority
CN
China
Prior art keywords
limit
working condition
film thickness
ring
shaft seal
Prior art date
Legal status (The legal status is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the status listed.)
Pending
Application number
CN202111350085.2A
Other languages
English (en)
Inventor
祖帅
车银辉
侯晔
毛文军
张江红
祝丹
Current Assignee (The listed assignees may be inaccurate. Google has not performed a legal analysis and makes no representation or warranty as to the accuracy of the list.)
China General Nuclear Power Corp
CGN Power Co Ltd
Guangdong Nuclear Power Joint Venture Co Ltd
Suzhou Nuclear Power Research Institute Co Ltd
Original Assignee
China General Nuclear Power Corp
CGN Power Co Ltd
Guangdong Nuclear Power Joint Venture Co Ltd
Suzhou Nuclear Power Research Institute Co Ltd
Priority date (The priority date is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the date listed.)
Filing date
Publication date
Application filed by China General Nuclear Power Corp, CGN Power Co Ltd, Guangdong Nuclear Power Joint Venture Co Ltd, Suzhou Nuclear Power Research Institute Co Ltd filed Critical China General Nuclear Power Corp
Priority to CN202111350085.2A priority Critical patent/CN114169259A/zh
Publication of CN114169259A publication Critical patent/CN114169259A/zh
Pending legal-status Critical Current

Links

Images

Classifications

    • G—PHYSICS
    • G06—COMPUTING; CALCULATING OR COUNTING
    • G06F—ELECTRIC DIGITAL DATA PROCESSING
    • G06F30/00—Computer-aided design [CAD]
    • G06F30/20—Design optimisation, verification or simulation
    • G06F30/28—Design optimisation, verification or simulation using fluid dynamics, e.g. using Navier-Stokes equations or computational fluid dynamics [CFD]
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F04—POSITIVE - DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; PUMPS FOR LIQUIDS OR ELASTIC FLUIDS
    • F04D—NON-POSITIVE-DISPLACEMENT PUMPS
    • F04D15/00—Control, e.g. regulation, of pumps, pumping installations or systems
    • F04D15/0088—Testing machines
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F04—POSITIVE - DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; PUMPS FOR LIQUIDS OR ELASTIC FLUIDS
    • F04D—NON-POSITIVE-DISPLACEMENT PUMPS
    • F04D29/00—Details, component parts, or accessories
    • F04D29/08—Sealings
    • F04D29/10—Shaft sealings
    • F04D29/12—Shaft sealings using sealing-rings
    • F04D29/126—Shaft sealings using sealing-rings especially adapted for liquid pumps
    • G—PHYSICS
    • G06—COMPUTING; CALCULATING OR COUNTING
    • G06F—ELECTRIC DIGITAL DATA PROCESSING
    • G06F2113/00—Details relating to the application field
    • G06F2113/08—Fluids
    • G—PHYSICS
    • G06—COMPUTING; CALCULATING OR COUNTING
    • G06F—ELECTRIC DIGITAL DATA PROCESSING
    • G06F2119/00—Details relating to the type or aim of the analysis or the optimisation
    • G06F2119/02—Reliability analysis or reliability optimisation; Failure analysis, e.g. worst case scenario performance, failure mode and effects analysis [FMEA]
    • G—PHYSICS
    • G06—COMPUTING; CALCULATING OR COUNTING
    • G06F—ELECTRIC DIGITAL DATA PROCESSING
    • G06F2119/00—Details relating to the type or aim of the analysis or the optimisation
    • G06F2119/08—Thermal analysis or thermal optimisation
    • G—PHYSICS
    • G06—COMPUTING; CALCULATING OR COUNTING
    • G06F—ELECTRIC DIGITAL DATA PROCESSING
    • G06F2119/00—Details relating to the type or aim of the analysis or the optimisation
    • G06F2119/14—Force analysis or force optimisation, e.g. static or dynamic forces

Landscapes

  • Engineering & Computer Science (AREA)
  • General Engineering & Computer Science (AREA)
  • Physics & Mathematics (AREA)
  • General Physics & Mathematics (AREA)
  • Mechanical Engineering (AREA)
  • Theoretical Computer Science (AREA)
  • Mathematical Analysis (AREA)
  • Fluid Mechanics (AREA)
  • Computing Systems (AREA)
  • Mathematical Optimization (AREA)
  • Mathematical Physics (AREA)
  • Pure & Applied Mathematics (AREA)
  • Computer Hardware Design (AREA)
  • Evolutionary Computation (AREA)
  • Geometry (AREA)
  • Algebra (AREA)
  • Structures Of Non-Positive Displacement Pumps (AREA)

Abstract

本发明公开了主泵静压轴封在极限工况运行可靠性的计算评价方法，包括建立其静压轴封的初始固体域模型，并预设极限运行的工况参数及静压轴封中在极限工况下的液膜膜厚值；进行流‑固‑热耦合分析；求得极限工况中动环和静环处于平衡状态时的极限液膜厚度值；梳理静压轴封在额定运行下的额定工况参数，并计算获得额定工况中静环处于受力平衡状态时的额定液膜厚度值；判断极限液膜厚度值是否大于或等于额定液膜厚度值；若是，则评价在假设的极限工况参数下主泵静压轴封可安全运行；可用于探讨主泵静压轴封在极限工况运行的可靠性，为主泵静压轴封面对极限工况时是否可安全运行提供数据支持，提高机组安全性及经济效益。

Description

主泵静压轴封在极限工况运行可靠性的计算评价方法
技术领域
本发明涉及核电主泵密封的技术领域，尤其涉及一种主泵静压轴封在极限工况运行可靠性的计算评价方法。
背景技术
反应堆冷却剂泵简称主泵，是一回路系统中唯一的转动设备，其可靠性直接影响到反应堆是否可安全运行。主泵机械密封组件由三级机械密封串联组成，第一道轴封是可控制泄漏的液膜密封，也称静压轴封。第二和第三道轴封是摩擦面密封，三道密封串联布置，用于控制冷却剂沿泵轴3向上泄漏。
如图1所示，静压轴封的主要部件是动环座、静环座、动环2、静环1及压紧环。其中在运转中动环2和静环1的表面不接触，由一层液膜隔开，否则就会磨损，从而发生过量泄漏。静压轴封几乎承受着一回路全部压差，属于流体静压型，在静压轴封注入水压力作用下，其动环2与静环1工作平面间形成一层厚度仅为几微米的水膜。当动、静环两个平面相互运动时，这层水膜保持了两个平面不直接接触、避免产生磨损，同时又对密封摩擦副起到冷却和润滑作用。静环1组件通过双三角槽形密封装配在插入件外圆周上，并在液体压差和自重作用下沿插入件外圆周表面上、下移动，实现摩擦副密封力的补偿，形成摩擦副闭合力和排斥力之间的动态平衡。因此，动环2与静环1的液膜厚度可作为评价主泵静压轴封是否可安全运行的标准。
目前在核电领域，主泵仍存在一些潜在影响机组安全及经济效益的问题，需要对影响其可靠运行的多种因素进行前瞻性研究，例如在技术规范中要求主泵一号密封压差最低需在1.4Mpa的前提下运行，以确保主泵可安全运行；然而在实际工况中，主泵一号密封压差低于1.4Mpa仍可确保主泵安全运行，但具体主泵一号密封压差可低于多少目前并没有具体验证方法。
发明内容
本发明要解决的技术问题在于，提供一种主泵静压轴封在极限工况运行可靠性的计算评价方法。
本发明解决其技术问题所采用的技术方案是：构造一种主泵静压轴封在极限工况运行可靠性的计算评价方法，包括以下步骤：
S10：根据静压轴封的结构尺寸建立其初始固体域模型，并获得静压轴封的动环的初始锥角值δ0a、静环的初始锥角值δ0b；
S20：预设静压轴封的极限初始膜厚值h0及其在极限工况下的工况参数，结合初始固体域模型尺寸导入流场仿真软件，建立第一极限流体域模型并进行流场分析，获得极限工况下的动环与静环壁面之间的第一压力分布P0及第一温度分布T0；
S30：基于初始固体域模型尺寸，结合第一压力分布P0以及极限工况参数，计算获得极限工况下对应的极限开启力F1和极限闭合力F2；
判断极限开启力F1是否与极限闭合力F2相等；若否，重新调整膜厚值，以同一极限工况参数重新对极限开启力F1、极限闭合力F2进行计算，再次判断，直至第i次调整后极限开启力F1与极限闭合力F2相等；获得对应的极限液膜厚度值hip；
S40：梳理并获得静压轴封在额定工况下的工况参数，并预设其在额定工况下的额定初始膜厚值h0＇，结合初始固体域模型尺寸导入流场仿真软件，建立第一额定流体域模型并进行流场分析，获得第三压力分布P0＇及第四温度分布T0＇；
S50：基于初始固体域模型尺寸，结合第三压力分布P0＇、第四温度分布 T0＇及额定工况参数，计算获得对应的额定开启力F3和额定闭合力F4；
判断额定开启力F3和额定闭合力F4是否相等；若否，重新调整膜厚值，以同一额定工况参数重新对额定开启力F3和额定闭合力F4进行计算，再次判断，直至第i＇次调整后额定开启力F3和额定闭合力F4相等；获得对应的额定液膜厚度值hip＇；
S60：判断极限液膜厚度值hip是否大于或等于额定液膜厚度值hip＇；若是，则评价在预设的极限工况参数下静压轴封可安全运行；若否，则评价在预设的极限工况参数下静压轴封不能安全运行，并重新执行步骤S20。
优选地，在步骤S30中，包括以下子步骤：
S31：根据第一压力分布P0，代入式(1)计算得到极限开启力F1：
Figure BDA0003355442720000031
其中，Fk为开启力，其中k可取1或3；θ为开启力作用于静环的圆周角度；P(R)为沿半径方向的第一压力分布或第三压力分布、抑或者第i次或第i＇次调整时对应沿半径方向的压力分布；
S32：根据初始固体域模型尺寸、极限工况参数，代入式(2)计算得到极限闭合力F2；
Figure BDA0003355442720000032
其中Fc为闭合力，其中c可取2或4；G为静压轴封中静环组件的重力； Pa为对应工况参数中的进口压力值；Pz为对应工况参数中的出口压力值；Ro 为静环外径；Ra为静环内径；Rb为泵轴与静环的台阶部分的侧壁之间的距离。
优选地，步骤S30中，若调整液膜厚度值，当极限开启力F1大于极限闭合力F2时，增大液膜厚度值；当极限开启力F1小于极限闭合力F2时，减小液膜厚度值。
优选地，在步骤S30中，还包括以下子步骤：
S33：当第一次调整膜厚时，当极限开启力F1大于极限闭合力F2时，第一液膜厚度值h1为：
h1＝h0+0.05·h0 (3)
当极限开启力F1小于极限闭合力F2时，第一液膜厚度值h1为：
h1＝h0-0.05·h0 (4)
其中，h0为假设的极限初始膜厚值，h1为第一次调整的第一液膜厚度值；
当第i-1次调整膜厚时，根据第i-2次的膜厚值、第i-3次的膜厚值、和对应的不平衡力，进行线性插值以得到第i-1液膜厚度值hi-1为：
Figure BDA0003355442720000041
当第i次调整膜厚时，根据第i-1次的膜厚值、第i-2次的膜厚值、和对应的不平衡力，进行线性插值以得到极限液膜厚度值hi为：
Figure BDA0003355442720000042
其中，当极限开启力F1大于极限闭合力F2时，式中加减号取减号，当极限开启力F1小于极限闭合力F2时，式中加减号取加号；i代表第i次调整液膜厚膜，且第i次调整液膜厚膜值时极限开启力F1与极限闭合力F2相等；hi代表第i次的厚度值；ΔF为不平衡力，其等于第i次调整中对应的极限开启力F1减去极限闭合力F2的数值；ΔFi-1代表第i-1次调整中的不平衡力，ΔFi-2代表第i-2次调整中中的不平衡力。
优选地，在步骤S30中，还包括以下子步骤：
S34：将第一压力分布P0及第一温度分布T0作为边界条件，在力场分析软件运算动环和静环的结构变形情况，获得变形后第二动环锥角值δia、第二静环锥角值δib；
S35：根据第二动环锥角值δia、第二静环锥角值δib以及极限液膜厚度值 hip，修正初始固体域模型的结构，获得第二极限固体域模型；基于第二极限固体域模型，结合极限工况参数重新对动环和静环的锥角值进行计算，获得第三动环锥角值δ(i+1)a、第三动环锥角值δ(i+1)b；
S36：判断第三动环锥角值δ(i+1)a是否等于第二动环锥角值δia，且第三静环锥角值δi+1b是否等于第二静环锥角值δib；若是，则评价极限工况下静环处于受力平衡状态，并获得对应的极限液膜厚度值hip；否则重新执行步骤S20。
优选地，在步骤S20中，包括以下子步骤：
S21：梳理静压轴封于常规运行下的台架试验数据，获得对应的常规工况参数和第一常规膜厚值；
S22：基于初始固体域模型尺寸，在流场仿真软件中代入常规工况参数，计算得到基于模型下的第二常规膜厚值；
S23：若第二常规膜厚值与第一常规膜厚值相等，第一极限流体域模型无需校正；否则对第一极限流体域模型进行更正。
优选地，步骤S10中，第二常规膜厚值与第一常规膜厚值之间的偏差不大于10％时判断第一极限流体域模型尺寸正确。
优选地，步骤S30中，极限开启力F1与极限闭合力F2之间的差值小于第一预设收敛判据时，则判断极限开启力F1与极限闭合力F2相等。
优选地，步骤S36中，第三动环锥角值δ(i+1)a与第二动环锥角值δia的差值小于第二预设收敛判据时，判断其两者相等；
第三静环锥角值δi+1b与第二静环锥角值δib的差值小于第二预设收敛判据时，判断其两者相等。
优选地，第一预设收敛判据为1/100。
实施本发明具有以下有益效果：本发明提供的一种主泵静压轴封在极限工况运行可靠性的计算评价方法，可用于探讨主泵静压轴封在极限工况运行的可靠性，为主泵静压轴封面对极限工况时是否可安全运行提供数据支持，并且可提高机组安全性及经济效益。
附图说明
下面将结合附图及实施例对本发明作进一步说明，附图中：
图1是现有技术中主泵静压轴封在剖面下的结构示意图；
图2是本发明主泵静压轴封在极限工况运行可靠性的计算评价方法的程序流程图。
具体实施方式
为了对本发明的技术特征、目的和效果有更加清楚的理解，现对照附图详细说明本发明的具体实施方式。
需要说明的是，附图中所示的流程图仅是示例性说明，不是必须包括所有的内容和操作/步骤，也不是必须按所描述的顺序执行。例如，有的操作/ 步骤还可以分解，而有的操作/步骤可以合并或部分合并，因此实际执行的顺序有可能根据实际情况改变。
附图中所示的方框图仅仅是功能实体，不一定必须与物理上独立的实体相对应。即，可以采用软件形式来实现这些功能实体，或在一个或多个硬件模块或集成电路中实现这些功能实体，或在不同网络和/或处理器装置和/或微控制器装置中实现这些功能实体。
如图1-图2所示，本发明中的一种主泵静压轴封在极限工况运行可靠性的计算评价方法，通过求得极限工况下主泵静压轴封的液膜厚度值，并与额定工况下的主泵静压轴封的液膜厚度值进行比较，以评价主泵静压轴封在极限工况运行的可靠性；本发明可用于为主泵静压轴封面对极限工况时是否可安全运行提供数据支持，并且可提高机组安全性及经济效益。其中，主泵静压轴封在极限工况运行可靠性的计算评价方法包括以下步骤：
S10：根据静压轴封的结构尺寸建立其初始固体域模型，获得静压轴封的动环的初始锥角值δ0a、静环的初始锥角值δ0b；
可以理解地，上述静压轴封是指需要进行评价的静压轴封。在现有技术中，主泵机械密封包括静压轴封、二号密封以及泵轴3；静压轴封包括动环座、静环座、动环2、静环1及压紧环；主泵机械密封的具体结构可参考现有技术。具体地，可依据机械密封图纸，结合在现场利用三维测量仪测量主泵机械密封的外形尺寸数据；并利用主泵机械密封备件，采用三维轮廓测量仪(FRT) 测量静压轴封等零部件的关键参数，该关键参数包括：动环2、静环1各自的内径、外径、高度、拐点半径、锥角值、以及静环1中的台阶11的尺寸。需要说明的是，动环2的初始锥角值δ0a、静环1的初始锥角值δ0b是指动环2、静环1在静压轴封未运行状态下所测量出的初始锥角值，随着静压轴封运行，动环2和静环1会发生结构变形，对应的锥角值会发生变化。
S20：预设静压轴封的极限初始膜厚值h0及其在极限工况下的工况参数，结合初始固体域模型尺寸导入流场仿真软件，建立第一极限流体域模型并进行流场分析，获得极限工况下的动环与静环壁面之间的第一压力分布P0及第一温度分布T0；
可以理解地，本发明的目的是研究在各种极限运行工况下主泵静压轴封是否仍可安全运行；通过假定各种极限运行工况，综合考虑温度、流体压力对结构变形的影响，同时也考虑结构变形对流场的影响，获取主泵静压轴封在各种极限运行工况下的密封特性参数，进而评价主泵静压轴封在极限工况下的可靠性。主泵静压轴封的工况参数包括进口压力、出口压力、进口温度以及泵轴转速；其中，极限工况参数包括极限进口压力、极限出口压力、极限进口温度以及极限泵轴转速。密封特性参数包括液膜膜厚值及泄漏量，液膜膜厚值是静压轴封中动环2和静环1之间的间隙大小，若液膜厚度过大则会发生过量泄漏。通过假设主泵静压轴封在极限运行下的工况参数，并判断在该假设的极限工况下的液膜厚度是否符合基准，以评价在该假设的极限工况下主泵静压轴封是否仍可安全运行。
进一步地，建立流体域模型需要得到初始固体域模型的数据以及动环2 与静环1之间的间距数据，而动环2与静环1的间距是需要通过主泵机械密封运行后才能得到，因此，在该步骤S20中对动环2与静环1之间的间距进行预设，也就是预设动环2与静环1之间的液膜膜厚值，在下述步骤中再调整并校验其液膜膜厚值的准确性。可选地，可参考额定工况以及常规工况中的参数值，以预设静压轴封的极限初始膜厚值h0及其在极限工况下的工况参数。
优选地，流场仿真软件可选择Ansys Fluent仿真软件，其是是用于模拟具有复杂外形的流体流动以及热传导的计算机软件，可模拟和分析复杂集合区域内的流体流动与传热现象，其中具体制作流体域模型的方法可参考现有技术，这里就不加以说明。
S30：基于初始固体域模型尺寸，结合第一压力分布P0、第一温度分布 T0以及极限工况参数，计算获得极限工况下对应的极限开启力F1和极限闭合力F2；
判断极限开启力F1是否与极限闭合力F2相等；若否，重新调整膜厚值，以同一极限工况参数重新对极限开启力F1、极限闭合力F2进行计算，再次判断，直至第i次调整后极限开启力F1与极限闭合力F2相等；获得对应的极限液膜厚度值hip；
可以理解地，闭合力指代由静环1上方向下且作用于静环1上壁面的作用力。具体地，静环1上方为高压区5，对静环1施加闭合力，使得静环1向下位移，闭合力取决于进口压力及出口压力，在进出口压力不变的情况下闭合力不会发生改变。开启力指代由静环1下方向上且作用于静环1下壁面的作用力。注入的流体会从静环1与动环2的缝隙中流至低压区4，形成开启力，使得静环1相对于动环2的位置向上位移。在静环1与动环2之间的距离越大时，开启力越小；静环1与动环2之间的距离越小时，开启力越大；静环1 会相对于动环2的位置进行纵向往复位移，直至开启力等于或者近似相等于闭合力，静环1与动环2之间的距离相对稳定，此时可获得液膜厚度值。
具体地，在步骤S30中，包括以下子步骤：
S31：根据第一压力分布P0，代入式(1)计算得到极限开启力F1：
Figure BDA0003355442720000091
其中，Fk为开启力，其中k可取1或3；θ为开启力作用于静环1的圆周角度；P(R)为沿半径方向的第一压力分布或第三压力分布、抑或者第i次或第i＇次调整时对应沿半径方向的压力分布；需要说明的是开启力F1为作用于静环1下壁面的作用力，开启力等于作用于静环1下壁面每一个微小几何单元的开启力之和，R为静环1中每一微小几何单元到静环1圆心的距离。
S32：根据初始固体域模型尺寸、极限工况参数，代入式(2)计算得到极限闭合力F2；
Figure BDA0003355442720000101
其中Fc为闭合力，其中c可取2或4；G为静压轴封中静环组件的重力； Pa为对应工况参数中的进口压力值；Pz为对应工况参数中的出口压力值；Ro 为静环外径；Ra为静环内径；Rb为泵轴与静环1的台阶部分的侧壁之间的距离。具体地，静环组件包括静环1、静环座、静环压紧环，其质量可参考厂商提供的数据，或者通过称量的方式得到静环组件的质量，并通过重力的计算公式(F＝mg)计算得出静环组件的重力；更进一步地，将需要测试的静压轴封中的静环组件的重力代入G、极限进口压力代入Pa、极限出口压力代入Pz、需要测试的静压轴封中静环1的外径、内径及泵轴3与静环1的台阶11部分的侧壁之间的距离分别代入Ro、Ra、Rb，从而计算得到极限闭合力F2。
可以理解地，闭合力为作用静环1上壁面的作用力，如图1所示；进口压力作用于静环1的顶部，且出口压力作用于静环1中的台阶11位置，因此，闭合力与进口压力、出口压力有关。而在Ansys Fluent仿真软件获得的压力分布，包括有作用于动环2与静环1之间壁面上的每一个微小几何单元的压力值；开启力为作用于静环1下壁面的作用力，开启力等于作用于静环1下壁面每一点上的压力值之和。
进一步地，在步骤S30中，若调整液膜厚度值，当极限开启力F1大于极限闭合力F2时，增大液膜厚度值；当极限开启力F1小于极限闭合力F2时，减小液膜厚度值。
具体地，S33：当第一次调整膜厚时，当极限开启力F1大于极限闭合力F2时，第一液膜厚度值h1为：
h1＝h0+0.05·h0 (3)
当极限开启力F1小于极限闭合力F2时，第一液膜厚度值h1为：
h1＝h0-0.05·h0 (4)
其中，h0为假设的极限初始膜厚值，h1为第一次调整的第一液膜厚度值；
当第i-1次调整膜厚时，根据第i-2次的膜厚值、第i-3次的膜厚值、和对应的不平衡力，进行线性插值以得到第i-1液膜厚度值hi-1为：
Figure BDA0003355442720000111
当第i次调整膜厚时，根据第i-1次的膜厚值、第i-2次的膜厚值、和对应的不平衡力，进行线性插值以得到极限液膜厚度值hi为：
Figure BDA0003355442720000112
其中，当极限开启力F1大于极限闭合力F2时，式中加减号取减号，当极限开启力F1小于极限闭合力F2时，式中加减号取加号；i代表第i次调整液膜厚膜，且第i次调整液膜厚膜值时极限开启力F1与极限闭合力F2相等；hi代表第i次的厚度值；ΔF为不平衡力，其等于第i次调整中对应的极限开启力F1减去极限闭合力F2的数值；ΔFi-1代表第i-1次调整中的不平衡力，ΔFi-2代表第i-2次调整中中的不平衡力。
需要说明的是，i为正整数。当不需要调整液膜膜厚值时，对应为极限初始膜厚值h0。
可以理解地，在极限初始膜厚值h0的基础上，计算得出极限开启力F1与极限闭合力F2不相等；则通过式(3)或式(4)计算第一次调整的液膜膜厚值，并重新在流场仿真软件中以调整后的膜厚值与同一极限工况参数，再次进行流场分析，获得的第二压力分布P1，再次代入式(1)及式(2)，计算出第一次调整后的极限开启力F1与极限闭合力F2，并进行判断；若仍不相等，继续导入式(5)计算第i-1次调整的液膜膜厚值，并重复计算并比较极限开启力F1与极限闭合力F2是否相等；直至第i次调整液膜厚膜，此时极限开启力F1与极限闭合力F2相等，可进行下一步骤。此时根据静环1相对于动环2 的间距，获得对应的极限液膜厚度值hip。可选地，极限开启力F1与极限闭合力F2之间的差值小于第一预设收敛判据时，则可判断极限开启力F1与极限闭合力F2相等；优选地，第一预设收敛判据为1/100。
进一步地，在主泵静压轴封运行中，动环2和静环1发生形结构形变，相对的锥角也会发生形变，此时虽然静环1相对于动环2的距离趋于稳定，开启力与闭合力相等，但是动环2和静环1还存在发生形变的可能性；若继续发生形变，则开启力和闭合力会再次发生变化，此时静环1并没有达到真正意义上的受力平衡状态，所求得的液膜厚度值存在误差。因此，需要对其是否达到平衡状态进行检验。
具体地，在步骤S30中，还包括以下子步骤：
S34：将第一压力分布P0及第一温度分布T0作为边界条件，在力场分析软件运算动环和静环的结构变形情况，获得变形后第二动环锥角值δia、第二静环锥角值δib；
S35：根据第二动环锥角值δia、第二静环锥角值δib以及极限液膜厚度值 hip，修正初始固体域模型的结构，获得第二极限固体域模型；基于第二极限固体域模型，结合极限工况参数重新对动环和静环的锥角值进行计算，获得第三动环锥角值δ(i+1)a、第三动环锥角值δ(i+1)b；
S36：判断第三动环锥角值δ(i+1)a是否等于第二动环锥角值δia，且第三静环锥角值δi+1b是否等于第二静环锥角值δib；若是，则评价极限工况下静环处于受力平衡状态，并获得对应的极限液膜厚度值hip；否则重新执行步骤S20。
可选地，力场分析软件可以是Ansys Structure分析软件，可提供结构分析的完整工具，具有一般静力学、动力学和非线性分析能力以及复合材料、断裂、疲劳、优化等分析功能，具体的运算分析动环2和静环1的结构变形情况可参考现有技术，这里就不再加以说明。
可以理解地，在流体作用于动环2和静环1时，静环1相对于动环2进行纵向往复位移，此时静环1和动环2的结构会发生形变，因此其两者各自的锥角值也会改变；通过AnsysStructure分析软件可分析出压力分布、温度分布对动环2、静环1造成的结构变形情况，从而得知第二动环锥角值δia、第二静环锥角值δib。更进一步地，在第i次调整时，将对应的压力分布及温度分布作为边界条件，在力场分析软件运算动环2和静环1的结构变形情况，获得对应的第二动环锥角值δia、第二静环锥角值δib。
得到变形后的动环2和静环1的锥角值后，对该锥角值进行检验，从而判断静环1是否处于受力平衡状态；但由于动环2、静环1各自的锥角值、动换和静环1之间的间隙在经历流体后发生改变，所以需要对第一极限流体域模型进行修正，根据获得的动环2的第二锥角值δia、静环1的第二锥角值δib以及对应的极限液膜厚度值hi以修正初始固体域模型的结构及获得第二极限固体域模型；在第二极限固体域模型的基础上，将同一极限工况参数导入流场仿真软件进行流场分析，得到基于第二极限固体域模型的第二极限流体域模型、以及其对应的压力分布和温度分布(此时基于第二极限流体域模型的极限开启力F1和极限闭合力F2相等)；将基于第二极限流体域模型的压力分布和温度分布作为边界条件，通过力场分析软件运算出第三动环锥角值δ(i+1)a、第三动环锥角值δ(i+1)b。可以理解地，求得的计算方式与第二动环锥角值δia、第二静环锥角值δib的求得方式基本相同，具体可参考上文。
此时，若第三动环锥角值δ(i+1)a等于第二动环锥角值δia，且第三静环锥角值δi+1b等于第二静环锥角值δib，则判断极限工况下静环1处于受力平衡状态，并根据该状态下动/静环两者之间的间距，得到极限工况中静环1处于受力平衡状态时的极限液膜厚度值hip；否则重新执行步骤S20。可选地，第三动环锥角值δ(i+1)a与第二动环锥角值δia的差值、第二静环锥角值δi+1b等于第二静环锥角值δib的差值分别小于第二预设收敛判据时，则可判断对应的两者相等；优选地，第二预设收敛判据为1/100。
S40：梳理并获得静压轴封在额定工况下工况参数，并预设其在额定工况下的额定初始膜厚值h0＇，结合初始固体域模型尺寸导入流场仿真软件，建立第一额定流体域模型并进行流场分析，获得第三压力分布P0＇及第四温度分布T0＇；
S50：基于初始固体域模型尺寸，结合第三压力分布P0＇、第四温度分布 T0＇及额定工况参数，计算获得对应的额定开启力F3和额定闭合力F4；
判断额定开启力F3和额定闭合力F4是否相等；若否，重新调整膜厚值，以同一额定工况参数重新对额定开启力F3和额定闭合力F4进行计算，再次判断，直至第i＇次调整后额定开启力F3和额定闭合力F4相等；获得对应的额定液膜厚度值hip＇；
可以理解地，步骤S40用于求得额定工况下中静压轴封的液膜厚度，作为判断极限运行工况是否可以安全运行的基准。梳理在额定运行工况中的该静压轴封，可以是与需要测试进行评价的静压轴封同一结构的其他静压轴封，也可以是需要测试进行评价的同一静压轴封。其中求得额定工况下中静压轴封的液膜厚度的方式与上述求得极限工况下中静压轴封的液膜厚度的方式基本相同，其两者不同之处在于输入的工况参数不同；进一步地，额定工况及极限工况下各自初始假设的液膜厚度值可以相同或不相同。
具体地，梳理静压轴封在额定工况下的工况参数，包括额定进口压力、额定出口压力、额定进口温度以及额定泵轴转速；预设在额定工况下的额定初始膜厚值h0＇，结合初始固体域模型尺寸导入流场仿真软件，建立第一额定流体域模型并进行流场分析，获得第三压力分布P0＇及第四温度分布T0＇；基于上述获得的数据，代入式(1)和式(2)，获得对应的额定开启力F3和额定闭合力F4；判断额定开启力F3和额定闭合力F4是否相等；若否，重新调整膜厚值，重新对额定开启力F3和额定闭合力F4进行计算，再次判断，直至第i＇次调整后额定开启力F3和额定闭合力F4相等；此时可根据动环2和静环1的间距获得对应的额定液膜厚度值hip＇。其中调整额定工况中的膜厚值的方式可参考上文步骤S33。
当然，可对额定液膜厚度值hip的可靠性进行验证；其中，步骤S50还包括以下子步骤：
S51：将第三压力分布P0＇及第四温度分布T0＇作为边界条件，在力场分析软件运算动环和静环的结构变形情况，获得变形后第四动环锥角值δia＇、第四静环锥角值δib＇；
S52：根据第四动环锥角值δia＇、第四静环锥角值δib＇以及额定液膜厚度值hip，修正初始固体模型的结构，获得第二额定固体域模型和第二额定流体域模型；
基于第二额定固体域模型和第二额定流体域模型，通过力场分析软件和流场仿真软件，结合额定工况参数重新对动环和静环的锥角值进行计算，获得第五动环锥角值δ(i+1)a＇、第五静环锥角值δ(i+1)b＇；
S53：判断第五动环锥角值δ(i+1)a＇是否等于第四动环锥角值δia＇，且第五静环锥角值δ(i+1)b＇是否等于第四静环锥角值δib＇；若是，则评价额定工况下静环处于受力平衡状态，并获得对应的额定液膜厚度值hip；否则重新修改液膜厚度值。
可以理解地，具体如何求得第四动环锥角值δia＇、第四静环锥角值δ ib＇、第五动环锥角值δ(i+1)a＇、第五静环锥角值δ(i+1)b＇可参照上文，这里就不再加以说明。
S60：判断极限液膜厚度值hip是否大于或等于额定液膜厚度值hip＇；若是，则评价在预设的极限工况参数下静压轴封可安全运行；若否，则评价在预设的极限工况参数下静压轴封不能安全运行，并重新执行步骤S20。
可以理解地，额定工况为主泵机械密封现场长期运行工况，其可靠性可以得到保证，因此，由其作为极限工况的判断标准是有必要的。额定运行工况主要是指主泵机械密封在15.71MPa入口压力、0.21MPa出口压力、注入水温度在15.5℃至65℃；通过判断极限液膜厚度值hip是否大于或等于额定液膜厚度值hip＇，从而极限液膜厚度hip是否满足避免动环2、静环1之间出现接触的最小要求，即静压轴封是否满足安全运行的要求。但值得注意的是，如果有其他运行工况也得到现场充分的运行验证，那么也可以作为判断准则去判断极限运行工况的安全范围。
在本发明的一些实施例中，在步骤S20中，包括以下子步骤：
S21：梳理静压轴封于常规运行下的台架试验数据，获得对应的常规工况参数和第一常规膜厚值；
S22：基于初始固体域模型尺寸，在流场仿真软件中代入常规工况参数，计算得到在模型中基于常规工况的第二常规膜厚值；
S23：若第二常规膜厚值与第一常规膜厚值相等，第一极限流体域模型无需校正；否则对第一极限流体域模型进行更正。
可以理解地，为了确保建立的第一极限流体域模型的准确性，利用常规工况下的台架试验数据为计算模型进行校正。常规工况是指主泵机械密封在日常情况下运行的状况，与额定工况不同；为了追求更高的安全性，常规运行所设定的工况更为保守。常规工况下的台架试验是针对常规工况下主泵机械密封的泄漏特性试验，其中，台架试验数据包括主泵静压轴封于常规工况下的动环锥角值、静环锥角值、液膜厚度值、进出口压差、进水温度、泵轴转速及泄漏量。
具体地，结合常规工况下的动环锥角值、静环锥角值以修改初始三维几何模型，并将常规工况参数和常规液膜厚度值导入流场仿真软件，建立第一常规流体域模型，进行流场分析，得到常规工况下的第五压力分布和第六压力分布；结合第五压力分布和常规工况参数，可参考上述计算开启力Fk和闭合力Fc(即式1、式2)得到在模型中基于常规工况的第二常规膜厚值。更具体的步骤方式可参考上文，这里就不加以说明。
以在台架试验下常规工况的液膜厚度值作为校正的标准，在模型中基于常规工况的第二液膜厚度值与在台架试验下的第一液膜厚度值相等时，可认为第一极限流体域模型无需校正；否则对第一极限流体域模型进行修改。需要说明的是，第一极限流体域模型是基于初始固体域模型。可选地，第二常规膜厚值与第一常规膜厚值之间的偏差不大于10％时判断第一极限流体域模型正确。
可以理解的，以上实施例仅表达了本发明的优选实施方式，其描述较为具体和详细，但并不能因此而理解为对本发明专利范围的限制；应当指出的是，对于本领域的普通技术人员来说，在不脱离本发明构思的前提下，可以对上述技术特点进行自由组合，还可以做出若干变形和改进，这些都属于本发明的保护范围；因此，凡跟本发明权利要求范围所做的等同变换与修饰，均应属于本发明权利要求的涵盖范围。

Claims (10)

1.一种主泵静压轴封在极限工况运行可靠性的计算评价方法，其特征在于，包括以下步骤：
S10：根据静压轴封的结构尺寸建立其初始固体域模型，并获得静压轴封的动环的初始锥角值δ0a、静环的初始锥角值δ0b；
S20：预设静压轴封的极限初始膜厚值h0及其在极限工况下的工况参数，结合初始固体域模型尺寸导入流场仿真软件，建立第一极限流体域模型并进行流场分析，获得极限工况下的动环与静环壁面之间的第一压力分布P0及第一温度分布T0；
S30：基于初始固体域模型尺寸，结合第一压力分布P0以及极限工况参数，计算获得极限工况下对应的极限开启力F1和极限闭合力F2；
判断极限开启力F1是否与极限闭合力F2相等；若否，重新调整膜厚值，以同一极限工况参数重新对极限开启力F1、极限闭合力F2进行计算，再次判断，直至第i次调整后极限开启力F1与极限闭合力F2相等；获得对应的极限液膜厚度值hip；
S40：梳理并获得静压轴封在额定工况下的工况参数，并预设其在额定工况下的额定初始膜厚值h0＇，结合初始固体域模型尺寸导入流场仿真软件，建立第一额定流体域模型并进行流场分析，获得第三压力分布P0＇及第四温度分布T0＇；
S50：基于初始固体域模型尺寸，结合第三压力分布P0＇、第四温度分布T0＇及额定工况参数，计算获得对应的额定开启力F3和额定闭合力F4；
判断额定开启力F3和额定闭合力F4是否相等；若否，重新调整膜厚值，以同一额定工况参数重新对额定开启力F3和额定闭合力F4进行计算，再次判断，直至第i＇次调整后额定开启力F3和额定闭合力F4相等；获得对应的额定液膜厚度值hip＇；
S60：判断极限液膜厚度值hip是否大于或等于额定液膜厚度值hip＇；若是，则评价在预设的极限工况参数下静压轴封可安全运行；若否，则评价在预设的极限工况参数下静压轴封不能安全运行，并重新执行步骤S20。
2.根据权利要求1的主泵静压轴封在极限工况运行可靠性的计算评价方法，其特征在于，在步骤S30中，包括以下子步骤：
S31：根据第一压力分布P0，代入式(1)计算得到极限开启力F1：
Figure FDA0003355442710000021
其中，Fk为开启力，其中k可取1或3；θ为开启力作用于静环的圆周角度；P(R)为沿半径方向的第一压力分布或第三压力分布、抑或者第i次或第i＇次调整时对应沿半径方向的压力分布；
S32：根据初始固体域模型尺寸、极限工况参数，代入式(2)计算得到极限闭合力F2；
Figure FDA0003355442710000022
其中Fc为闭合力，其中c可取2或4；G为静压轴封中静环组件的重力；Pa为对应工况参数中的进口压力值；Pz为对应工况参数中的出口压力值；Ro为静环外径；Ra为静环内径；Rb为泵轴与静环的台阶部分的侧壁之间的距离。
3.根据权利要求1的主泵静压轴封在极限工况运行可靠性的计算评价方法，其特征在于，步骤S30中，若调整液膜厚度值，当极限开启力F1大于极限闭合力F2时，增大液膜厚度值；当极限开启力F1小于极限闭合力F2时，减小液膜厚度值。
4.根据权利要求3的主泵静压轴封在极限工况运行可靠性的计算评价方法，其特征在于，在步骤S30中，还包括以下子步骤：
S33：当第一次调整膜厚时，当极限开启力F1大于极限闭合力F2时，第一液膜厚度值h1为：
h1＝h0+0.05·h0 (3)
当极限开启力F1小于极限闭合力F2时，第一液膜厚度值h1为：
h1＝h0-0.05·h0 (4)
其中，h0为假设的极限初始膜厚值，h1为第一次调整的第一液膜厚度值；
当第i-1次调整膜厚时，根据第i-2次的膜厚值、第i-3次的膜厚值、和对应的不平衡力，进行线性插值以得到第i-1液膜厚度值hi-1为：
Figure FDA0003355442710000031
当第i次调整膜厚时，根据第i-1次的膜厚值、第i-2次的膜厚值、和对应的不平衡力，进行线性插值以得到极限液膜厚度值hi为：
Figure FDA0003355442710000032
其中，当极限开启力F1大于极限闭合力F2时，式中加减号取减号，当极限开启力F1小于极限闭合力F2时，式中加减号取加号；i代表第i次调整液膜厚膜，且第i次调整液膜厚膜值时极限开启力F1与极限闭合力F2相等；hi代表第i次的厚度值；ΔF为不平衡力，其等于第i次调整中对应的极限开启力F1减去极限闭合力F2的数值；ΔFi-1代表第i-1次调整中的不平衡力，ΔFi-2代表第i-2次调整中中的不平衡力。
5.根据权利要求1的主泵静压轴封在极限工况运行可靠性的计算评价方法，其特征在于，在步骤S30中，还包括以下子步骤：
S34：将第一压力分布P0及第一温度分布T0作为边界条件，在力场分析软件运算动环和静环的结构变形情况，获得变形后第二动环锥角值δia、第二静环锥角值δib；
S35：根据第二动环锥角值δia、第二静环锥角值δib以及极限液膜厚度值hip，修正初始固体域模型的结构，获得第二极限固体域模型；基于第二极限固体域模型，结合极限工况参数重新对动环和静环的锥角值进行计算，获得第三动环锥角值δ(i+1)a、第三动环锥角值δ(i+1)b；
S36：判断第三动环锥角值δ(i+1)a是否等于第二动环锥角值δia，且第三静环锥角值δi+1b是否等于第二静环锥角值δib；若是，则评价极限工况下静环处于受力平衡状态，并获得对应的极限液膜厚度值hip；否则重新执行步骤S20。
6.根据权利要求1的主泵静压轴封在极限工况运行可靠性的计算评价方法，其特征在于，在步骤S20中，包括以下子步骤：
S21：梳理静压轴封于常规运行下的台架试验数据，获得对应的常规工况参数和第一常规膜厚值；
S22：基于初始固体域模型尺寸，在流场仿真软件中代入常规工况参数，计算得到基于模型下的第二常规膜厚值；
S23：若第二常规膜厚值与第一常规膜厚值相等，第一极限流体域模型无需校正；否则对第一极限流体域模型进行更正。
7.根据权利要求6的主泵静压轴封在极限工况运行可靠性的计算评价方法，其特征在于，步骤S10中，第二常规膜厚值与第一常规膜厚值之间的偏差不大于10％时判断第一极限流体域模型尺寸正确。
8.根据权利要求1的主泵静压轴封在极限工况运行可靠性的计算评价方法，其特征在于，步骤S30中，极限开启力F1与极限闭合力F2之间的差值小于第一预设收敛判据时，则判断极限开启力F1与极限闭合力F2相等。
9.根据权利要求5的主泵静压轴封在极限工况运行可靠性的计算评价方法，其特征在于，步骤S36中，第三动环锥角值δ(i+1)a与第二动环锥角值δia的差值小于第二预设收敛判据时，判断其两者相等；
第三静环锥角值δi+1b与第二静环锥角值δib的差值小于第二预设收敛判据时，判断其两者相等。
10.根据权利要求8的主泵静压轴封在极限工况运行可靠性的计算评价方法，其特征在于，第一预设收敛判据为1/100。
CN202111350085.2A 2021-11-15 2021-11-15 主泵静压轴封在极限工况运行可靠性的计算评价方法 Pending CN114169259A (zh)

Priority Applications (1)

Application Number Priority Date Filing Date Title
CN202111350085.2A CN114169259A (zh) 2021-11-15 2021-11-15 主泵静压轴封在极限工况运行可靠性的计算评价方法

Applications Claiming Priority (1)

Application Number Priority Date Filing Date Title
CN202111350085.2A CN114169259A (zh) 2021-11-15 2021-11-15 主泵静压轴封在极限工况运行可靠性的计算评价方法

Publications (1)

Publication Number Publication Date
CN114169259A true CN114169259A (zh) 2022-03-11

Family

ID=80479108

Family Applications (1)

Application Number Title Priority Date Filing Date
CN202111350085.2A Pending CN114169259A (zh) 2021-11-15 2021-11-15 主泵静压轴封在极限工况运行可靠性的计算评价方法

Country Status (1)

Country Link
CN (1) CN114169259A (zh)

Cited By (2)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
CN114922828A (zh) * 2022-05-06 2022-08-19 中广核核电运营有限公司 核电站主泵二号轴封高压条件下的可靠性评价方法
CN115095545A (zh) * 2022-06-23 2022-09-23 广东核电合营有限公司 核电站主泵的控制方法及控制系统

Cited By (2)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
CN114922828A (zh) * 2022-05-06 2022-08-19 中广核核电运营有限公司 核电站主泵二号轴封高压条件下的可靠性评价方法
CN115095545A (zh) * 2022-06-23 2022-09-23 广东核电合营有限公司 核电站主泵的控制方法及控制系统

Similar Documents

Publication Publication Date Title
CN114169259A (zh) 主泵静压轴封在极限工况运行可靠性的计算评价方法
Yao et al. An elastic-viscous-plastic model for overconsolidated clays
CN105022900B (zh) 基于热固耦合分析的重型数控立车静压转台结构优化方法
Lianfa et al. Determination of stress–strain relationship of tubular material with hydraulic bulge test
WO2022077204A1 (zh) 高温结构强度和寿命分析的时间相关局部应力应变方法及工具软件
CN108520135A (zh) 一种腐蚀管道Folias膨胀系数计算内压荷载的方法
CN114330083A (zh) 一种轴承参数不确定的离心泵转子动力学稳健预测方法
WO2020051793A1 (zh) 一种基于端跳测量计算转子装配轴线偏斜的方法
van Rijswick et al. Fluid structure interaction (FSI) in piston diaphragm pumps
Fei et al. Coupled evolution of piston asperity and cylinder bore contour of piston/cylinder pair in axial piston pump
Dong et al. An analytical approach for calculating thin-walled planet bearing load distribution
Beghini et al. Partially open crack model for leakage pressure analysis of bolted metal-to-metal flange
Xiong et al. Dynamic misalignment effects on performance of dynamically loaded journal bearings
Konowalski Experimental research and modeling of normal contact stiffness and contact damping of machined joint surfaces
CN105157975A (zh) 控制和测量封严环轴向压缩位移变形量的方法
Wondergem Piston/cylinder interface of axial piston machines-effect of piston micro-surface shaping
Thiagarajan et al. Investigation of hydro-mechanical losses in external gear machines: Simulation and experimental validation
Wang et al. Establishment of approximate analytical model of oil film force for finite length tilting pad journal bearings
Diany et al. Evaluation of contact stress in stuffing box packings
Dhar A study of fluid structure and thermal interactions in the lubricating interface between gears and lateral bushes in external gear machines
Salant et al. Improved mechanical seal design through mathematical modelling
Thiagarajan et al. Influence of surface roughness effects on the lubrication performance of external gear machines
Tebo et al. Effects of Factors That Influence Out‐of‐Plane Lateral‐Torsional Buckling on Freestanding Circular Arches
CN109187189A (zh) 确定固支直杆小试样弯曲蠕变小变形临界位移的方法
Pham et al. Modeling a scroll compressor using a cartesian cut-cell based CFD methodology with automatic adaptive meshing

Legal Events

Date Code Title Description
PB01 Publication
PB01 Publication
SE01 Entry into force of request for substantive examination
SE01 Entry into force of request for substantive examination