ap1000中一种新型梭式结构核级高压差开启止回阀的设计

ap1000中一种新型梭式结构核级高压差开启止回阀的设计

在第三代核电厂系统的ap10制暖度计算公司（pxs）上，重力注入管道中应使用几个减缓措施，以消除低压差。这些电压差的释放（低致动器压力损失）被安装在安全壳中，并应用于储存室内气泡储存箱（irwt）的重力注入管的通道，以及连接到重力安排管的安全壳管道。目前低压差开启止回阀采用旋启式结构。在核电厂正常运行期间,这些止回阀是关闭的,它的两侧基本上没有压差,当主回路失水,导致压力下降,止回阀两侧出现压差的情况下,需要止回阀及时可靠地打开,完成安注。因此,对这些阀门在性能上有如下要求:在流动条件和由于突然回流和回座的冲击载荷影响下不易退化,阀门的运动部件不应受到较为严重的磨损。止回阀如果使用不当或没有针对性设计,会在管道系统中引起水击,或因水击产生破坏或失效。目前,国内外学者运用计算流体动力学软件对管道系统中的阀门、泵以及水击现象进行了理论分析与实验研究。文献提出了轴流式止回阀的工作原理并进行了初步分析。文献运用计算流体动力学软件Fluent对主蒸汽隔离阀进行3维流场和温度场分析,得出了流体湍流、喷注噪声和接收喇叭噪声、声共振腔激励与冷凝水汽蚀等联合作用为引起管系振动和阀门部件磨损主要原因的结论。文献[6-7]运用计算流体力学软件Fluent分别对大型汽轮机油涡轮、抽水蓄能电站泵进行了3维模型的数值分析。Afshar等应用隐式方法对水击现象进行模拟。Wahba在低雷诺数范围应用涡流模型对二相流水击进行数值模拟。王宏伟等对球形止回阀的水击现象进行数值仿真分析。王鑫等对压水堆核电厂主给水管道水击进行计算和分析,发现在简单的泵-阀系统关闭过程中,阀门和给水泵关紧时间对水击形成有较大影响。从以上分析可得出:在泵和阀门的结构设计时运用数值仿真方法进行流体力学分析已经趋于成熟,但在阀门结构设计方面少有创新。针对核级低压差开启止回阀的特殊工况和技术要求,提出一种新型梭式结构止回阀,以解决旋启式止回阀因为阀芯对阀座的冲击作用不对称,当反向压力高、流速快时,容易产生水击现象,阀芯与阀座直接撞击,严重时引起密封面损坏和巨大噪声等方面的不足,实现更可靠地保证其低压差开启能力,进一步提高非能动堆芯冷却系统重力安注的可靠性。并运用计算流体动力学软件Fluent对梭式止回阀进行了数值仿真分析与结构优化设计,减少了压力损失。1弹簧的预紧力梭式止回阀基本型的结构如图1所示。主要结构零部件包括:阀体、阀芯、弹簧、支承架。流体利用自身的压差,当阀门左端压力升高到足够克服弹簧的预紧力时,流体推动阀芯向右运动,此时阀门开启,流体从左流向右。当阀门右端压力高时,流体压差与弹簧压力作用方向一致,使阀芯与密封面结合,实现阀门关闭。整个过程实现了流体的单向流动,达到止回阀的功能要求。其密封面为平面结构,能够达到很好的密封效果。根据所需启闭压力不同,可改变弹簧的刚度和预紧力。梭式止回阀阀体与管道系统的连接方式一般采用焊接与法兰2种,对小口径梭式止回阀可采用螺纹连接。2数值模拟方法2.1可压缩流体湍流模型梭式止回阀内部的流场只需求出边界条件和初始条件的统计平均量,所以采用Reynolds平均数值模拟。把湍流的瞬时运动看作是由时均运动与随机脉动的叠加,按照Reynolds所提出的平均法,在瞬态下对流体的连续性方程与运动方程进行平均时间处理,获得湍流时均控制方程:为了方便起见,除脉动值的时均值外,去掉表示时均值的上划线符号“-”,不可压缩流体的湍流控制方程组则可写成:连续性方程:运动方程:式(3)和(4)分别为时均运动的连续性方程和运动方程。由于采用了Reynolds平均法,式(4)也被称为雷诺方程。可以看到与运动方程相比,雷诺方程中多出了与脉动量有关的项,此项被称为雷诺应力,即:式中,由于对称性,tij事实上对应了3个雷诺正应力项和3个雷诺切应力项。由式(3)和(4)构成的方程组是由共含有10个未知量的4个方程组成,称为不可压缩流体湍流时均运动控制组,由于方程组中出现了与湍流脉动值相关的6个雷诺应力项才导致湍流时均运动控制方程组不封闭。只有对雷诺应力进行某些形式的假定,即通过建立联系湍流时均值和脉动值之间的应力表达关系式,才能使方程组完全封闭。以某些假定为基础所得到的湍流控制方程组,就是湍流模型。根据假定形式的不同,当前最常使用的湍流模型被分为2大类,分别是湍动黏度类和雷诺应力类。应用的湍流模型就是在湍动黏度模型基础上发展而来的k-ε模型,把湍动黏度、湍动能和湍动能耗散率联系在一起。在模型中,k表示湍动能;ε表示湍动能耗散率,定义式为:μt则表示成k和ε的函数为:式中,Cμ为经验常数。在标准k-ε模型中,根据Launder等推荐值及后来的实验验证,模型中的参数取值,如表1所示。当为不可压缩流体流动,且不考虑用户定义的源项时,Gb=0,YM=0,Sk=0,Sε=0,从而有:即为不可压缩流体流动的标准k-ε模型方程。2.2k-模型及断裂器简介对梭式止回阀采用了多种网格划分进行试算,表2所示为经过试算初选后确定的2种方案。综合考虑精度和计算量,最后确定采用流速变化趋势较一致,偏差较小,计算时间适中的方案1作为最终的网格划分方案。流体介质的主要仿真参数设置为:流体介质为水,流速为2m/s,采用标准的湍流k-ε模型,无滑移边界条件,阀体内壁为wall,流体介质设为不可压缩常参数模型,密度为998.2kg/m3,动力黏度为0.001003Pa/s,体积模量为2.2×109Pa,初始压力为240000Pa,重力加速度g为9.8m2/s。止回阀结构模型的主要参数设置为:1)阀门通径为DN100,阀芯材料为各向同性线弹性材料,弹性模量2×1011Pa,泊松比为0.3,密度为7800kg/m3。2)弹簧定义为拉压式螺旋弹簧,其刚度k=720N/m,初始压缩量x0=12mm,止回阀设计开启压力为0.017MPa。3)阀芯最大位移为20mm,自由度为x,在其后20.5mm处定义一个全约束的接触,接触间隙ζ0=0.5mm。4)定义弹簧为一个独立单元,阀芯和接触均划分为4节点单元,和流体接触的边界定义为FSI。3程序启动后的仿真分析分别对梭式止回阀的开启、关闭动态过程和处于不同开度时的静态过程进行了计算流体力学仿真分析,这里仅详细介绍开启动态过程的仿真结果与分析。3.1阀口与阀口两端压差作用,主要发生在阀口作出DN100梭式止回阀在开启过程中不同时刻的速度矢量图,如图2、3所示分别为0.06、0.1s时的速度矢量图。1)由图2可以看出,阀门在压力达到0.021MPa时开启,刚开启瞬间,由于开度很小,在两端压差作用下,流体在阀口附近速度较大,流速为水平方向,且最大流速为6.559m/s,可能引发喷流噪声。2)如图2、3所示,阀门在开启过程中,阀口处的流速较大,这是由于阀口的形状使得流体流经此处时,流动方向发生较大变化,由此产生一定的能量损失;随着开度的增大,阀芯前面、两侧、支承架后端以及内壁拐角处均出现了明显的低速区。阀芯导向杆后面的低速区是由于支承架的倒流作用所形成的;阀芯圆周处的流体流速较大,且流动方向垂直于阀内壁,会产生冲击噪声;由阀芯和支承架所围成的半封闭腔体,随着阀芯移动,腔体内流体受到压缩,形成漩涡并集中在阀芯背后,与拐角处的流体会相互作用,使拐角处的湍动更加剧烈。3.2流道折弯时阀芯内部的流场分布由图4可以看出,在0.1s时刻,流体正面冲击阀芯中央区域,再加上此时阀门开度较大,弹簧受压大,阀芯速度较小,因此受到流体的冲击最大,此时的最大压力244309Pa,位于阀芯最前端的节点205处;上拐角处的低压区是由于流道的折弯作用,流速最大,周围的流体来不及补充,出现了最低压力区,同时阀芯的导流作用,使得此处的高射流垂直冲击阀内壁,导致了A处高压区;B处的低压区是由流速方向突变,一部分流体流速变大,一部分流体脱流所形成的;拐角处的压力分布较为复杂,压力突变区域较多,流动状态极不稳定,并且流体冲击阀芯和阀内壁,容易产生冲击噪声。4采用手动中断结构分析方案4.1承架增设泄流孔阀门开启过程中,当开度较小时,阀芯与支承架之间间隙较大,支承架对流动的阻碍作用明显。随着开度逐渐增大,阀芯与支承架之间的流体被挤出,从而产生涡流,影响阀口处的流动;在关闭过程中,阀芯与支承架之间的间隙逐渐增大,如果关闭时间较短,则可能产生负压,引起涡流。因此有必要在支承架上增设泄流孔,使阀芯与支承架之间的流体在启闭过程中与主流道连通,减少涡流产生。如图5所示,在支承架的锥形面靠近中心孔处增设轴线与支承架轴线平行的环形孔,可以使流体直接流向阀门出口,使泄流孔流出的流体运动方向与主流道流体运动方向一致。以DN100止回阀为例,选取支承架优化前、后阀门在开启过程中0.053s时刻对应的位置进行分析,此时阀门开度为12.4mm,分别作出速度矢量图、速度云图(如图6、7)。流速的最大值均位于阀芯尖角处,优化前阀的最大流速为8.704m/s,优化后的最大流速为6.087m/s,减小了30%;阀门拐角处上下的流动分离区域均减小,减小了开启时的能量损失。同时,湍动能较大区域均位于直角拐角处附近,优化后的湍动能分布值整体下降,强脉动区域的最大湍动能为0.3266m2/s2,较优化前的0.6162m2/s2降低了47%,由此可见增设泄流孔后,流体受到的阻力减小。4.2减少管道直径突变程度,减轻能量损失管径突变将会使管道内湍流程度增加,造成能量损失,因此减小管道直径的突变程度,可以减小能量损失。将阀口前段的缩径去除,减少了管径突变,流道优化前后的速度云图,如图8所示。4.3阀芯迎流端面的优化梭阀由于其自身结构的特点,静态工作时阀芯处于阀内腔中央位置,对流体的阻力很大,因此对阀芯迎流端面进行优化,对减小能量损失,提高阀门工作性能具有非常重要的作用。阀芯优化方案如图9所示,将阀芯大端面加工成外弧圆周面,这样阀芯可以将汇聚的流体沿圆周方向分开,减少正面冲击时的能量损失。4.4阀芯受力分析上述优化方案是对梭式止回阀所存在的问题,进行单一要素的优化设计与分析,把这些优化方案综合起来进行分析,以确定最佳的优化效果。在开启过程中,优化后的阀门当工作在稳定流量1500L/min时,其压力损失为30760Pa,较优化前38954Pa减小了21%;静态工作时,优化前所受阻力为43.6N,优化后减小为40.2N,阀芯所受流体的冲击力由40.83N减小至35.2N。由表3可见,优化后阀门在静态工作时,阀口处的最大压力为250211Pa,相对优化前减小了3597Pa,最小压力为125929Pa,比优化前增大了36.4%,优化后阀口处的压力分布较优化前均匀,且最大湍动能降低,降低了湍流脉动噪声。优化后在不改变弹簧刚度和预紧力条件下,阀芯的开启时间由0.107s减小到了0.098s;关闭时间较优化前延后,可以更有效的减少水击造成的阀芯损坏、管道破裂、水击噪声等现象。图10为优化后的DN100梭式止回阀产品。5d100仿真分析针对旋启式止回阀的结构特点,结合核级低压差开启止回阀的特殊应用工况,提出的新型梭式止回阀的结构为整体结构,相对旋启式止回阀,梭式结构更能够保证一次压力边界的完整性。1)