技術(shù)領(lǐng)域：本發(fā)明涉及一種反應(yīng)堆冷卻劑泵葉輪完整性分析方法。

背景方法：反應(yīng)堆冷卻劑泵葉輪轉(zhuǎn)子發(fā)生斷裂，反應(yīng)堆冷卻劑環(huán)路流量降低。如果發(fā)生在滿功率下，堆芯冷卻劑流量的降低導(dǎo)致一回路溫度迅速升高，此時(shí)如果反應(yīng)堆沒(méi)有緊急停堆，將導(dǎo)致燃料棒的損毀，威脅到電站的安全運(yùn)行。目前國(guó)內(nèi)針對(duì)水力部件軸向載荷、抗疲勞安全性分析以及葉輪斷裂性分析計(jì)算多依賴經(jīng)驗(yàn)公式或商業(yè)軟件，計(jì)算結(jié)論誤差較大，缺乏理論依據(jù)可信度低，很難應(yīng)用到工程實(shí)踐當(dāng)中，特別是對(duì)設(shè)計(jì)要求極其嚴(yán)格的核電與軍工產(chǎn)業(yè)，理論的缺失也是國(guó)內(nèi)眾多泵企僅能承制核二、三級(jí)泵的主要原因。

技術(shù)實(shí)現(xiàn)要素：
：

本發(fā)明的目的是提供一種反應(yīng)堆冷卻劑泵葉輪完整性分析方法，能夠準(zhǔn)確評(píng)估核主泵全壽命期內(nèi)載荷。本發(fā)明的方法方案為：一種反應(yīng)堆冷卻劑泵葉輪完整性分析方法，主要采用葉輪水力模型載荷與真機(jī)載荷對(duì)比獲取載荷因子，計(jì)算得出真機(jī)葉片壓力分布，導(dǎo)入商業(yè)軟件進(jìn)行葉輪應(yīng)力及變形量計(jì)算；計(jì)算葉輪整個(gè)運(yùn)行周期內(nèi)經(jīng)受的疲勞極限，計(jì)算得出相應(yīng)載荷下的最大應(yīng)力幅度的安全因子：

一、葉輪應(yīng)力分析計(jì)算：

1)假設(shè)從葉輪葉片尖部到葉片根部壓力趨勢(shì)為線性徑向滑移，沿著圓周方向無(wú)壓力滑移；

2)水力模型試驗(yàn)測(cè)的模型泵葉片進(jìn)口邊翼尖點(diǎn)p1m、葉片根部點(diǎn)p2m壓力，葉片中部翼尖點(diǎn)p3m、葉片根部點(diǎn)p4m壓力，葉片出口邊翼尖點(diǎn)p5m、葉片根部點(diǎn)p6m壓力，測(cè)點(diǎn)值作為評(píng)定點(diǎn)；

3)計(jì)算冷態(tài)額定工況下葉輪真機(jī)軸向力及轉(zhuǎn)矩；

a)推力因子計(jì)算：

kf＝fm/(ρm*g*hm*dm²)

km＝mm/(ρm*g*hm*dm³)

kf為葉輪軸向力推力因子；

km為葉輪力矩因子；

fm為模型泵葉輪軸向力，模型試驗(yàn)測(cè)量；

mm為模型泵葉輪轉(zhuǎn)矩，模型試驗(yàn)測(cè)量；

ρm為模型泵水密度；

g為重力加速度；

hm為模型泵揚(yáng)程；

dm為模型泵葉輪外徑；

b)真機(jī)軸向力及轉(zhuǎn)矩計(jì)算：

fp＝kf*ρp*g*hp*dp²

mz＝km*ρp*g*hp*dp³

fp真機(jī)葉輪軸向力載荷；

mz真機(jī)葉輪轉(zhuǎn)矩載荷；

ρp為真機(jī)冷態(tài)運(yùn)行水密度；

g為重力加速度；

hp為真機(jī)泵揚(yáng)程；

dp為真機(jī)葉輪外徑；

4)將水力模型試驗(yàn)測(cè)點(diǎn)(p1m、p2m、p3m、p4m、p5m、p6m)壓力值導(dǎo)入ansys計(jì)算獲取測(cè)點(diǎn)壓力下真機(jī)軸向力f'與力矩m'；

5)葉輪真機(jī)軸向力fp葉片表面壓力換算：

k＝fp/f'

k為軸向力載荷換算因子；

換算至真機(jī)葉輪葉片進(jìn)口邊翼尖點(diǎn)p1p、葉片根部點(diǎn)p2p壓力：

p1p＝k×p1m

p2p＝k×p2m

換算至真機(jī)葉輪葉片中部邊翼尖點(diǎn)p3p、葉片根部點(diǎn)p4p壓力：

p3p＝k×p3m

p4p＝k×p4m

換算至真機(jī)葉輪葉片出口邊翼尖點(diǎn)p5p、葉片根部點(diǎn)p6p壓力：

p5p＝k×p5m

p6p＝k×p6m

6)葉輪真機(jī)轉(zhuǎn)矩mz葉片表面壓力換算：

k1＝mz/m'

k1為轉(zhuǎn)矩載荷換算因子；

換算至真機(jī)葉輪葉片進(jìn)口邊翼尖點(diǎn)p1z、葉片根部點(diǎn)p2z壓力：

p1z＝k1×p1m

p2z＝k1×p2m

換算至真機(jī)葉輪葉片中部邊翼尖點(diǎn)p3z、葉片根部點(diǎn)p4z壓力：

p3z＝k1×p3m

p4z＝k1×p4m

換算至真機(jī)葉輪葉片出口邊翼尖點(diǎn)p5z、葉片根部點(diǎn)p6z壓力：

p5z＝k1×p5m

p6z＝k1×p6m

7)將步驟5)與步驟6)計(jì)算壓力載荷導(dǎo)入商業(yè)軟件進(jìn)行葉輪應(yīng)力強(qiáng)度及變形量分析；

二、葉輪疲勞失效分析:

通過(guò)計(jì)算葉輪整個(gè)運(yùn)行周期內(nèi)經(jīng)受的載荷周期循環(huán)，修正葉輪原材料性能參數(shù)、葉輪運(yùn)行工況溫度獲取周期循環(huán)下的疲勞極限；優(yōu)化葉輪載荷運(yùn)行工況，計(jì)算得出相應(yīng)載荷下的最大應(yīng)力幅度的安全因子與設(shè)計(jì)安全因子對(duì)比分析，確認(rèn)疲勞安全性；

1)計(jì)算葉輪整個(gè)運(yùn)行周期內(nèi)經(jīng)受的載荷周期循環(huán)數(shù)：

lf＝n*60*24*365*y*z

其中：

n為葉輪額定轉(zhuǎn)速；

z為主泵導(dǎo)葉體葉片數(shù)量；

y主泵設(shè)計(jì)壽命；

2)根據(jù)實(shí)驗(yàn)室數(shù)據(jù)獲得主泵葉輪相應(yīng)材料室溫20℃工況下的疲勞極限值σw,20℃，按照以下公式修正至葉輪運(yùn)行工況下疲勞極限值：

σw,350℃＝σw,20℃*(rm,350℃/rm,20℃)

其中：

rm,350℃為350℃葉輪原材料極限抗拉強(qiáng)度值；

rm,20℃為20℃葉輪原材料極限抗拉強(qiáng)度值；

σw,20℃為20℃工況下葉輪原材料的疲勞極限值；

3)優(yōu)化葉輪載荷運(yùn)行工況，

運(yùn)行工況1：平均應(yīng)力σm為常數(shù)，應(yīng)力振幅σa為變值；

運(yùn)行工況2：應(yīng)力振幅σa與平均應(yīng)力σm之間比率為常數(shù)；

繪制軸向力載荷fah與轉(zhuǎn)矩mc載荷工況下：平均應(yīng)力σm與應(yīng)力振幅σa曲線圖，平均應(yīng)力σm為橫坐標(biāo)，應(yīng)力振幅σa為縱坐標(biāo)；

4)抗疲勞失效的安全因子s的計(jì)算與評(píng)定：

工況1：s1＝σa,mar,1/σa

工況2：s2＝σa,mar,2/σa

其中：

σa,mar,1，σa,mar,2＝(n,σa)為葉輪邊緣線平均應(yīng)力值；

σa為葉輪實(shí)際最終應(yīng)力振幅值；

評(píng)定抗疲勞失效的安全因子s1/s2大于設(shè)計(jì)給定最小安全因子smin，即滿足設(shè)計(jì)要求。

本發(fā)明提出葉輪模型試驗(yàn)計(jì)算真機(jī)軸向力計(jì)算方法，葉輪運(yùn)行工況下全壽命期安全性因子以及斷裂性臨界強(qiáng)度因子分析方法，適用于所有比轉(zhuǎn)速下混流式、軸流式離心機(jī)械葉輪完整性評(píng)定。

本發(fā)明的有益效果是：

(1)主泵葉輪在一回路高溫工況下運(yùn)行，冷卻劑從葉輪與葉輪罩之間的間隙不經(jīng)做功便流過(guò)，造成容積損失，甚至?xí)霈F(xiàn)回流、泄露渦等影響水泵性能的現(xiàn)象，為了最大限度地避免或者減少此種現(xiàn)象的出現(xiàn)，但是，高速旋轉(zhuǎn)的葉輪必須與葉輪罩之間保持適當(dāng)?shù)木嚯x，避免高溫工況下與葉輪罩碰撞、甚至引發(fā)卡軸等嚴(yán)重事故工況，主泵設(shè)計(jì)嚴(yán)格控制葉片變形。因此，為避免由于結(jié)構(gòu)振動(dòng)引發(fā)的葉輪表面出現(xiàn)裂紋甚至斷裂的事故，對(duì)葉輪應(yīng)力變形進(jìn)行分析很有必要。

(2)本發(fā)明提出了葉片壓力無(wú)滑移假設(shè)，即葉輪葉片尖部到葉片根部壓力趨勢(shì)為線性徑向滑移，沿著圓周方向無(wú)壓力滑移。并首次提出葉輪水力模型與真機(jī)間的軸向力、徑向轉(zhuǎn)矩載荷相似換算方法。

(3)本發(fā)明提出模型泵葉片壓力與真機(jī)葉片壓力分布相似換算方法，模型泵葉片壓力分布計(jì)算真機(jī)軸向力載荷f'及力矩m'，計(jì)算軸向力壓力因子：

k＝fp/f'

k1＝mz/m’

k1為轉(zhuǎn)矩載荷換算因子；

k為軸向力載荷換算因子；

通過(guò)模型泵葉片壓力換算真機(jī)運(yùn)行工況下葉片壓力分布：

軸向載荷葉片壓力換算：

pip＝k×pim

轉(zhuǎn)矩載荷葉片壓力換算：

piz＝k1×pim

相對(duì)傳統(tǒng)依賴經(jīng)驗(yàn)公式計(jì)算葉輪軸向力及葉片表面壓力分布，缺乏必要的理論依據(jù)，精度無(wú)法保證，本方法提供軸向力換算及葉片壓力分布換算的理論基礎(chǔ)。

(4)目前葉輪應(yīng)力強(qiáng)度與壽命評(píng)估國(guó)內(nèi)還未提出適用的方法，本發(fā)明首次提出葉輪葉片循環(huán)周期性載荷計(jì)算方法，葉輪室溫工況與設(shè)計(jì)工況下疲勞極限值換算方法，葉輪抗疲勞失效的安全因子s的計(jì)算方法，本方法填補(bǔ)了國(guó)內(nèi)水力部件安全性分析的空白。

本發(fā)明工作原理：本發(fā)明的特點(diǎn)是提出了葉片壓力無(wú)滑移假設(shè)，基于模型泵與真機(jī)間的相似換算理論，既通過(guò)計(jì)算軸向力換算因子，進(jìn)行模型泵與真機(jī)間的軸向力、轉(zhuǎn)矩相似換算，通過(guò)計(jì)算載荷壓力因子，進(jìn)行模型泵葉片壓力與真機(jī)葉輪葉片壓力相似換算，計(jì)算真機(jī)運(yùn)行工況下葉輪最大載荷及葉輪變形量。基于s_n曲線分析理論，優(yōu)化了葉輪運(yùn)行工況，提出葉輪全壽命期周期性載荷工況疲勞性計(jì)算方法。

附圖說(shuō)明

圖1是葉輪完整性計(jì)算流程圖

圖2是葉輪水力模型壓力測(cè)點(diǎn)布置圖

圖3是葉片葉尖及葉片根緣壓力線性連接圖

具體實(shí)施方式:

按圖1所示的一種核主泵葉輪載荷設(shè)計(jì)計(jì)算新方法，模型泵葉片壓力測(cè)量方案如圖2所示，壓力測(cè)點(diǎn)從葉片進(jìn)口邊1至出口邊2逐漸減少，計(jì)算過(guò)程中在葉尖4與葉片根緣3分別選取三個(gè)測(cè)點(diǎn)值作為評(píng)定點(diǎn)；葉尖4測(cè)量值線性連接坐標(biāo)圖如圖3所示直線5，葉片根緣3測(cè)量值線性連接如圖3所示直線6，評(píng)定點(diǎn)在葉輪進(jìn)口、中部及葉輪出口選取，操作步驟如下：

一、葉輪應(yīng)力分析計(jì)算：

1)假設(shè)從葉輪葉片尖部到葉片根部壓力趨勢(shì)為線性徑向滑移，沿著圓周方向無(wú)壓力滑移；

2)水力模型試驗(yàn)測(cè)的模型泵葉片進(jìn)口邊翼尖點(diǎn)p1m、葉片根部點(diǎn)p2m壓力，葉片中部翼尖點(diǎn)p3m、葉片根部點(diǎn)p4m壓力，葉片出口邊翼尖點(diǎn)p5m、葉片根部點(diǎn)p6m壓力，測(cè)點(diǎn)值作為評(píng)定點(diǎn)；

3)計(jì)算冷態(tài)額定工況下葉輪真機(jī)軸向力及轉(zhuǎn)矩；

推力因子計(jì)算：

kf＝fm/(ρm*g*hm*dm²)

km＝mm/(ρm*g*hm*dm³)

kf為葉輪軸向力推力因子；

km為葉輪力矩因子；

fm為模型泵葉輪軸向力，模型試驗(yàn)測(cè)量；

mm為模型泵葉輪轉(zhuǎn)矩，模型試驗(yàn)測(cè)量；

ρm為模型泵水密度；

g為重力加速度；

hm為模型泵揚(yáng)程；

dm為模型泵葉輪外徑；

真機(jī)軸向力及轉(zhuǎn)矩計(jì)算：

fp＝kf*ρp*g*hp*dp²

mz＝km*ρp*g*hp*dp³

fp真機(jī)葉輪軸向力載荷；

mz真機(jī)葉輪轉(zhuǎn)矩載荷；

ρp為真機(jī)冷態(tài)運(yùn)行水密度；

g為重力加速度；

hp為真機(jī)泵揚(yáng)程；

dp為真機(jī)葉輪外徑；

4)將水力模型試驗(yàn)測(cè)點(diǎn)(p1m、p2m、p3m、p4m、p5m、p6m)壓力值導(dǎo)入ansys計(jì)算獲取測(cè)點(diǎn)壓力下真機(jī)軸向力f'與力矩m'；

5)葉輪真機(jī)軸向力fp葉片表面壓力換算：

k＝fp/f'

k為軸向力載荷換算因子；

換算至真機(jī)葉輪葉片進(jìn)口邊翼尖點(diǎn)p1p、葉片根部點(diǎn)p2p壓力：

p1p＝k×p1m

p2p＝k×p2m

換算至真機(jī)葉輪葉片中部邊翼尖點(diǎn)p3p、葉片根部點(diǎn)p4p壓力：

p3p＝k×p3m

p4p＝k×p4m

換算至真機(jī)葉輪葉片出口邊翼尖點(diǎn)p5p、葉片根部點(diǎn)p6p壓力：

p5p＝k×p5m

p6p＝k×p6m

6)葉輪真機(jī)轉(zhuǎn)矩mz葉片表面壓力換算：

k1＝mz/m'

k1為轉(zhuǎn)矩載荷換算因子；

換算至真機(jī)葉輪葉片進(jìn)口邊翼尖點(diǎn)p1z、葉片根部點(diǎn)p2z壓力：

p1z＝k1×p1m

p2z＝k1×p2m

換算至真機(jī)葉輪葉片中部邊翼尖點(diǎn)p3z、葉片根部點(diǎn)p4z壓力：

p3z＝k1×p3m

p4z＝k1×p4m

換算至真機(jī)葉輪葉片出口邊翼尖點(diǎn)p5z、葉片根部點(diǎn)p6z壓力：

p5z＝k1×p5m

p6z＝k1×p6m

7)將步驟5)與步驟6)計(jì)算壓力載荷導(dǎo)入商業(yè)軟件進(jìn)行葉輪應(yīng)

力強(qiáng)度及變形量分析；

二、葉輪疲勞失效分析:

通過(guò)計(jì)算葉輪整個(gè)運(yùn)行周期內(nèi)經(jīng)受的載荷周期循環(huán)，修正葉輪原材料性能參數(shù)、葉輪運(yùn)行工況溫度獲取周期循環(huán)下的疲勞極限；優(yōu)化葉輪載荷運(yùn)行工況，計(jì)算得出相應(yīng)載荷下的最大應(yīng)力幅度的安全因子與設(shè)計(jì)安全因子對(duì)比分析，確認(rèn)疲勞安全性；

1)計(jì)算葉輪整個(gè)運(yùn)行周期內(nèi)經(jīng)受的載荷周期循環(huán)數(shù)：

lf＝n*60*24*365*y*z

其中：

n為葉輪額定轉(zhuǎn)速；

z為主泵導(dǎo)葉體葉片數(shù)量；

y主泵設(shè)計(jì)壽命；

2)根據(jù)實(shí)驗(yàn)室數(shù)據(jù)獲得主泵葉輪相應(yīng)材料室溫20℃工況下的疲勞極限值σw,20℃，按照以下公式修正至葉輪運(yùn)行工況下疲勞極限值：

σw,350℃＝σw,20℃*(rm,350℃/rm,20℃)

其中：

rm,350℃為350℃葉輪原材料極限抗拉強(qiáng)度值；

rm,20℃為20℃葉輪原材料極限抗拉強(qiáng)度值；

σw,20℃為20℃工況下葉輪原材料的疲勞極限值；

3)優(yōu)化葉輪載荷運(yùn)行工況，

運(yùn)行工況1：平均應(yīng)力σm為常數(shù)，應(yīng)力振幅σa為變值；

運(yùn)行工況2：應(yīng)力振幅σa與平均應(yīng)力σm之間比率為常數(shù)；

繪制軸向力載荷fah與轉(zhuǎn)矩mc載荷工況下：平均應(yīng)力σm與應(yīng)力振幅σa曲線圖，平均應(yīng)力σm為橫坐標(biāo)，應(yīng)力振幅σa為縱坐標(biāo)；

4)抗疲勞失效的安全因子s的計(jì)算與評(píng)定：

工況1：s1＝σa,mar,1/σa

工況2：s2＝σa,mar,2/σa

其中：

σa,mar,1，σa,mar,2＝(n,σa)為葉輪邊緣線平均應(yīng)力值；

σa為葉輪實(shí)際最終應(yīng)力振幅值；

評(píng)定抗疲勞失效的安全因子s1/s2大于設(shè)計(jì)給定最小安全因子smin，即滿足設(shè)計(jì)要求。

模型泵葉片壓力測(cè)量方案如圖2所示，壓力測(cè)點(diǎn)從葉片進(jìn)口至出口逐漸減少，計(jì)算過(guò)程中在葉尖與葉片根緣分別選取3個(gè)測(cè)點(diǎn)值作為評(píng)定點(diǎn)；葉片評(píng)定點(diǎn)測(cè)量值線性連接坐標(biāo)圖如圖2所示，評(píng)定點(diǎn)在葉輪進(jìn)口、中部及葉輪出口選取。

本發(fā)明中計(jì)算葉輪真機(jī)軸向力、真機(jī)葉輪葉片表面壓力分布、葉輪抗疲勞失效分析方法，是基于長(zhǎng)期的水力設(shè)計(jì)理論、水力模型試驗(yàn)及經(jīng)驗(yàn)總結(jié)得出。通過(guò)核電站長(zhǎng)期運(yùn)行驗(yàn)證，維護(hù)期間檢測(cè)評(píng)估，均滿足規(guī)格書的設(shè)計(jì)要求。