核主泵2号密封变形机理及泄漏特性数值研究.pdf

Hydraulics Pneumatics&Seals/No.8.2023doi:10.3969/j.issn.1008-0813.2023.08.013核主泵2 号密封变形机理及泄漏特性数值研究祖帅,车银辉,刘伟,陈侃?，罗小波（1.苏州热工研究院有限公司，广东深圳518 0 0 0；2.中密控股股份有限公司，四川成都6 10 0 0 0）摘要：核主泵2 号密封在事故工况下，需要承受一回路高压，由于缺乏2 号密封在承受高压条件下的密封机理研究，严重制约2 号密封承受高压时的可靠性分析和评价。依托CPR1000核电机组10 0 型核主泵2 号密封，提出一种流固耦合分析数值模型并通过台架试验验证，系统阐述了核主泵2 号密封承受高压时由摩擦面密封向流体静压型密封的转变机理，并研究了动环锥角、泄漏量随压差增加的变化规律。通过数值研究，发现2 号密封锥角和泄漏量在5MPa压差左右出现拐点，动环锥角最大约为0.0 5，随着压差进一步增加，动环锥角基本保持不变，泄漏量则随压差呈现近似线性上升。关键词：核主泵；2 号密封；变形机理；密封特性中图分类号：TB42;TK268文献标志码：A文章编号：10 0 8-0 8 13(2 0 2 3)0 8-0 0 7 1-0 5Deformation Mechanism and Leakage Characteristic Research ofSecond Mechanical Seals for Reactor Coolant PumpsZU Shuail,CHE Yin-hui,LIU Wei?,CHEN Kan,LUO Xiao-bo?(1.Suzhou Nuclear Power Research Institute Co.,Ltd.,Shenzhen 518000,China;2.Sinoseal Holding Co.,Ltd.,Chengdu 610000,China)Abstract:The reliability analysis and evaluation of high pressure operating conditions of the second mechanical seals in reactor coolant pumpscould not to be intensively investigated for the lack of seal mechanism study.In this study,a FSI(Fluid-Structure-Interaction)model was builtand verified based on the 100-type reactor coolant pumps of CPR1000 units to investigate the seal mechanisms from the face seal to the hydro-static mechanical seal and change rules of the rotation seal ring cone angle and leakage rate.Based on the investigation of the high pressureoperating conditions,the inflection point was found at 5 MPa and maximum cone angle of rotation seal ring was 0.05.The cone angle ofrotation seal ring tends to be stable and the leakage rate tends to be linear with further pressure enhancement.Key words:reactor coolant pumps;second mechanical seals;deformation mechanism;seal characteristic0引言核主泵机械密封的主要功能为保证一回路反应堆冷却剂系统沿主泵泵轴向的泄漏量基本为零。主泵机封由3级密封串联组成，1号密封属于可控泄漏的静压轴封,2 号和3号密封是摩擦面密封。1号密封正常运行期间几乎承受着一回路全部压差，2 号密封为1号密封的备用密封,其具有特殊的双重功能设计。在1号密封功能正常时，2 号密封属于摩擦面密封。但在1号收稿日期：2 0 2 2-0 5-2 4基金项目：四川省科技成果转移转化示范项目（2 0 2 1ZHCG0012）作者简介：祖帅（19 9 0-）,男，安徽宿州人，高级工程师，硕士，从事核电厂设备可靠性提升研究。密封失效或故障时，2 号密封腔室承受高压，密封动环下方的弹簧板发生变形，动环与静环之间则会形成收敛锥角，进而转变为类似于1号密封的流体静压型轴封。在1号密封失效时，可以短时承受一回路压力，保证主泵机械密封功能1-4 。目前国内CPR1000机组核主泵2 号密封大多为法国日蒙公司（JSPM)生产的摩擦面密封，其在常规运行工况下，压差范围为0.0 4 0.55MPa注入水温度为1510 0，泄漏量最大约为12 0 L/h。但核主泵2 号密封在1号密封失效时，必须承受一回路压力，起到密封一回路冷却剂的功能。根据厂家技术资料，核主泵2号密封在出厂时仅进行14.6 MPa下的高压试验，仍低于一回路压力（约15.5MPa），无法充分反映2 号密封在承受一回路压差下的运行可靠性。另外，主泵2 号71液压气动与密封/2 0 2 3年第8 期密封在承受高压条件下，其由摩擦面型密封向流体静压型密封的转变机理及泄漏特性的变化规律仍缺乏系统的研究，严重制约着现场对2 号密封承受高压差条件下的运行可靠性分析和评价。由于主泵2 号密封价格昂贵，直接对主泵2 号密封进行高压差试验研究的风险较高，需要借助数值方法来研究其在高压差下的密封机理和密封特性。针对主泵机械密封泄漏特性的数值研究主要包括流场分析模型5、流固耦合分析模型6-13。其中,纯流场分析模型不考虑结构变化对锥角的影响，无法适用于2 号密封收敛锥角形成机理的研究。流固耦合分析模型,考虑了流体压力与结构变形耦合，比较适用于2 号密封从摩擦面密封向流体静压型密封转变机理的研究。然而目前针对核主泵机械密封数值研究大多集中于1号密封，针对2 号密封的数值研究极少,其中张杰等14 1 针对核主泵2 号密封提出了一种间接的流固耦合计算方法，即通过计算一回路压差下的动静环结构变形获得锥角变化,进而研究在该锥角下不同膜厚和开启力的关系,最终通过作图获得平衡状态下的锥角和膜厚。该研究仅通过间接的流固耦合计算方法，给出了2 号密封承受一回路压力下的膜厚和泄漏量，并未系统阐述高压差条件下2 号密封锥角和泄漏量的变化规律，也未和实际泄漏数据进行比对。本研究针对10 0 型主泵2 号密封，建立了包括动/静环、动/静环座、弹簧板在内的流固耦合分析模型,并利用主泵2 号密封台架试验数据，对模型准确性进行验证。利用校验后的模型,对主泵2 号密封在高压差运行工况下的密封特性进行了系统研究，阐述了高压差运行工况下2 号密封液膜厚度、泄漏量、锥角的形成机理及变化趋势。基于数值模型，开发形成核主泵静压轴封专用计算工具，实现了主泵密封特性的快速定量评价。1数值模型1.1模型建立针对10 0 型主泵的2 号密封,采用2 D轴对称方法，建立动/静环座、动环、静环、压紧环计算模型如图1所示。其中，动环材质为30 4 不锈钢表面喷涂碳化铬，静环材质为石墨。1.2耦合分析流程2号密封承受压力较高时，在高压作用下，动/静密封环会产生“偏转”变形,形成收敛型的锥角。其中,静环的变形机理为高压流体作用导致偏转，动环的变形72机理为弹簧板偏载受压导致动环产生锥角；如图2 所示。但由于静环锥角变化相对于动环锥角变化很小，所以对2 号密封特性的影响主要以动环锥角变化为主。静环座静环压紧环静环动环弹簧板动环座图1轴对称计算模型变形前：一流体压力变形后：-.锥角a弹簧板支撑力图2 动环锥角形成示意图由于涉及到流体和结构相互作用，本研究采用ANSYS软件通过流固耦合迭代循环计算的方式耦合流体域和固体域，主要计算流程如图3所示。针对给定的注入压力P和泄漏压力P2，首先假设初始液膜厚度h1，然后在流场分析软件计算在初始锥角和初始膜厚下的流场分布，利用流场计算结果进一步计算静环的开启力F,和闭合力F2，当开启力和闭合力不满足收敛判据时，通过调整液膜厚度为h2，直至开启力F1和闭合力F满足收敛判据。当开启力和闭合力满足收敛判据后，将结构表面节点压力结果作为计算边界，在结构分析软件中计算结构变形,并直接提取结构变形后的边界节点坐标作为下一次计算流体域的边界,重新寻找该结构边界下的平衡膜厚,若变形后的节点位移L,和上一次节点位移L，偏差较小，满足收敛判据则流固耦合迭代计算结束。Hydraulics Pneumatics&Seals/No.8.2023开始可以反映锥角大小，因此其规律同锥角变化规律一致。进/出口压力p/P2、温度t1614假设初始膜厚h，12u/10计算流体压力场P更新流体边界更新膜厚h计算开启力F/闭合力F2否TFi-F2FK0.001是计算结构场u计算节点位移LL-L/L0.001是最终泄漏量最终膜厚结束图3计算流程图2计算结果及分析根据厂家设计手册，主泵2 号密封在承受一回路压力下的泄漏量不应大于2 7 0 0 L/h。为了研究2 号密封在不同压差下的密封特性，针对2 号密封在315.5MPa压差范围（其中15.5MPa压差为一回路压力，也即1号密封失效后，2 号密封承受一回路压力工况），注入水温度6 0，转速150 0 r/min时的密封特性进行了数值研究。2.1动环锥角变化规律研究如图4 所示为2 号密封随压差增加，动环锥角和动环密封端面内径侧和外径侧高度差的变化规律。可以看出，随着压差的不断增加，动环锥角呈现两个阶段变化特性。第一阶段为35MPa,此阶段动环锥角和随着压差的增加，动环锥角迅速形成并且快速增大。当压差在5MPa左右时，动环锥角达到最大。第二阶段为5 15.5MPa,此阶段动环锥角基本趋于平稳,不存在显著变化。密封端面内、外径侧高度差0.060.050.0480.036一一动环锥角4一一高度差202.5在5MPa压差下，动环密封端面高度差已经达到约14.15m，动环锥角约为0.0 4 9 6。当压差增加至15.5MPa时，动环密封端面高度差已经达到约14.58m,动环锥角约为0.0 511。因此，核主泵2 号密封在5MPa压差下,其锥角已经达到最大值。2.2泄漏量变化规律研究随着2 号密封压差增加，泄漏量的变化趋势如图5所示。可以发现，随着压差的不断增加，2 号密封泄漏量也呈现两阶段变化特性。第一阶段为3 5MPa，此时泄漏量随着压差的增加而快速增加,其斜率逐渐增加，曲线呈现快速上扬，表明在这个压差范围内,动环锥角随压差的增加而快速增加,锥角与压差的关系非常敏感。第二阶段为5 15.5MPa,此时泄漏量与压差的增加基本呈线性关系，表明此阶段锥角随着泄漏量的变化基本保持不变，泄漏量的增加仅取决于压差的影响。核主泵2 号密封在承受一回路压力（15.5M Pa）条件下,其泄漏量约为511L/h，经与台架试验数据对比，泄漏量偏差值约为2%，可以验证本模型有效性。600500(/)/喜豐400300200100020.020.0104.56.5图4 动环锥角变化趋势一一泄漏量一动环锥角0.0300.0250.0201146压差/MPa图5法泄漏量随压差变化趋势8.5压差/MPa81010.51212.51414.50.0550.0500.0450.0400.0351673液压气动与密封/2 0 2 3年第8 期A:Static StructuralDirectional DeformationType:Directional Deformation(YAxis)Unit:mGlobal Coordinate SystemTime:32022/4/210:370.00014039MaxAutomatic-7.5352e-5-0.00018322-0.0002911-0.00039897-0.00050684-0.00061471-0.00072258-0.00083045MinA:StaticStructuralDirectional DefomationType:Directional Deformation(Y Avis)Unit:mGlobal Coordinate SystemTime:32022/4/2 10:410.00016814Max3.8892e-5Automatic-0.0002196-0.00034885-0.0004781-0.00060734-0.00073659-0.00086584-0.00099509MinA:Static StructuralDirectional DeformationType:DirectionalDeformation(YAxis)Unit:mGlobal Coordinate SystemTime:32022/4/211:060.00016519Max3.5583e-5-9.402e-5-0.00022362-0.00035323-0.00048283-0.00061243-0.00074204-0.00087164-0.0010012Min2.3动环锥角形成机理研究为了更加直观地展示动环密封锥角的形成和变化机理，图6 a、图6 b、图6 c所示分别为4 MPa、5M Pa、7415.5MPa压差下动环及弹簧板的轴向位移情况，根据不同压差作用下的弹簧板变形情况可知，当压差为4 MPa时，在流体压力作用下,动环向下方移动，动环受到弹簧板单侧支撑导致动环变形，开始形成锥角，弹簧板最大位移为-0.8 3mm。当压差为5MPa时，流体压力进一步增加，动环继续下移，弹簧板支撑力进一步增加,动环锥角进一步增大，弹簧板最大位移为-0.9 9 5mm。但此时动环已经开始和弹簧板外侧进行接触，抑制了动环的进一步下移，也抑制了动环锥角的进一步增大。当压差达到15.8 MPa时，弹簧板最大位移为-1mm，仅仅略大于5MPa时弹簧板的位移。因此，弹簧板在5MPa压差下,已经开始限制动环锥角(a)4 MPa的进一步增大，保持动环锥角的稳定。2.415.5MPa压差下动环组件受力分析如图7 所示为15.5MPa下的等效应力分布云图，可以看出等效应力最大位置分布在弹簧板上下两个表面区域。当压差为15.5MPa时，其等效应力为426MPa。实际上，在5MPa压差下，最大等效应力已经达到约4 17 MPa,由于弹簧板限制了动环的进一步变形,所以等效应力也没有进一步的增加。A:Static StructuralEquivalent StressType:Equivalent(von-Mises)StressUnit:PaTime:32022/4/211:074.2611e8Max3.7879e8(b)5 MPa3.3148e82.8417e82.3685e81.8954e81.4223e89.4914e74.76e72.8722e5Min图7 15.5MPa压差下等效应力分布如图8 所示为15.5MPa压差下的接触应力分布情况,可以看出在弹簧板与动环座之间的接触应力最大约为10 5.8 MPa,其余2 个接触位置的接触应力较(c)15.5 MPa小,分别约为30 4 0 MPa。图6 不同压差下轴向位移3结论基于建立的主泵2 号密封流固耦合分析计算模型，对10 0 型核主泵2 号密封锥角形成和变化机理进行Hydraulics Pneumatics&Seals/No.8.2023A:Static Structural40(6):344 351.PressureType:PressureUnit:PaTime:32022/4/211:061.0583e8Max9.407e78.2311e77.0552e75.8794e74.7035e73.5276e72.3517e71.1759e7OMin图8 15.5MPa压差下接触应力分布了研究，系统阐述了核主泵2 号密封锥角、泄漏量等关键参数在2 号密封承受高压工况下的变化规律和内在机理。经过对2 号密封承受高压运行工况进行研究，可以得出如下结论：（1）核主泵2 号密封在承受高压时，在压差范围在3 5MPa之间时,其泄漏量、动环锥角和液膜厚度随压差增加均呈现快速变化特性。随着压差的增加，动环锥角逐渐增大，泄漏量在压差和锥角双重影响下快速增加,液膜厚度也逐渐增加。在压差范围在6 15.5MPa之间时,其动环锥角基本保持不变，液膜厚度随压差增加缓慢降低，泄漏量随着压差增加而增加；（2）核主泵2 号密封承受全压（15.5MPa）工况下泄漏量约为511L/h,该数值模型计算值与实验值偏差小于2%，可以验证该流固耦合模型的准确性；（3）核主泵2 号密封承受全压条件下，最大等效应力约为4 2 6 MPa,最大接触应力约为10 5.8 MPa。参考文献1 LUAN Z,KHONSARI M M.A Thermo-hydro-dynamic Analysisof a Lubrication Film Between Rough Seal Faces J.Engineering Tribology,2009,223:665-673.2ALLAIRE P E.Non-contacting Face Seals for NuclearApplications-A Literature Review J.Lubric Eng,1984,引用本文：祖帅，车银辉，刘伟，等.核主泵2 号密封变形机理及泄漏特性数值研究J.液压气动与密封，2 0 2 3,4 3（8）：7 1-7 5.ZU Shuai,CHE Yinhui,LIU Wei,et al.Deformation Mechanism and Leakage Characteristic Research of Second Mechanical Seals forReactor Coolant Pumps J.Hydraulics Pneumatics&Seals,2023,43(8):71-75.753METCALFE R,WATSON R D.Equipment for Developmentof Better End-face Seals-A Progress Review J.Lubric Eng,1983,39(5):275 284.4MAYER E.Performanceof Rotating High Duty Nuclear SealsJ.Lubric 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