薛 超，郭 磊

(1.上海電氣集團上海電機廠有限公司，上海 200240;2.北京藍天航空科技有限責任公司，北京 100085)

0 引言

隨著大型發(fā)電機的容量不斷增加，發(fā)電機的發(fā)熱量也隨之加大，所以采用合適的冷卻方式及通風結構，來降低電機的溫升，提高電機運行的可靠性是非常必要的。由于大型發(fā)電機通風系統(tǒng)的復雜性，以往適合大流量的軸流風扇和適合高壓頭的離心風扇在使用上有了一定的局限性。因此國內(nèi)外一些大型發(fā)電機采用了多級軸流風扇，由多個單級軸流風扇串聯(lián)組成，因而同時具有軸流風扇流量大的優(yōu)點，以及由于經(jīng)過多級加壓而有較高壓頭的優(yōu)點。

西門子1 000 MW氫冷發(fā)電機采用了四級風扇，如圖1所示，圖中箭頭方向為進氣方向。我們注意到了該多級風扇級間的距離較大，最大的葉片間距離要達到64 mm。由于風扇座安裝在發(fā)電機軸上，較長的級間的距離將會使發(fā)電機的軸向尺寸增長，進而使得發(fā)電機整體結構就需加長，從而對轉(zhuǎn)子的強度、振動問題的有著進一步的影響。

圖1 西門子1 000 MW發(fā)電機多級軸流風扇結構

多級軸流風扇在國內(nèi)較少使用，也很少有公開文獻涉及，對這種由單級軸流風扇串聯(lián)而成的多級風扇，對其軸向間距也少有研究。Steven E.Gorrell等通過數(shù)值模擬針對遠中近3種不同軸向間距研究了軸流壓氣機動靜葉片在不同軸向間距時產(chǎn)生的損失，分析認為當軸向間距很小時，存在的附加損失是造成壓比、效率下降的主要成因［1］。M.-H.Chung等針對不同軸向位置研究了勢流擾動和渦擾動對軸流壓氣機性能的影響［2］。M.Inoue等研究了3個軸向間距下小尺度擾動和大尺度擾動誘導旋轉(zhuǎn)失速的動態(tài)過程，結果表明，擾動波的演變過程與動靜葉間距有很大的關系［3］。然而，這些實驗研究只是借助軸向間距的改變來研究其他流動現(xiàn)象，并且研究都是針對高馬赫數(shù)，高壓比下的軸流壓氣機，對于馬赫數(shù)和壓比都較低的多級軸流風扇軸向間距對性能的影響研究的卻不多。因此筆者針對西門子1 000 MW發(fā)電機中所使用的多級軸流風扇，出現(xiàn)動靜葉排軸向間距過大而導致發(fā)電機結構布置困難的問題，通過數(shù)值模擬計算的方法來討論軸向間距對風扇性能的影響。

1 數(shù)值模型和計算方法

該西門子1 000 MW發(fā)電機中的多級軸流風扇，是由4個相同的單級風扇串聯(lián)組成，工質(zhì)為氫氣。

筆者分別計算了3種動靜葉片軸向間距的性能曲線，軸向間距分別為:

① 動靜葉軸向間距5 mm，四級風扇總長286 mm。

② 動靜葉軸向間距10 mm，四級風扇總長326 mm。

③ 動靜葉軸向間距為原始尺寸時，動葉前間距34 mm，動葉后間距64 mm。四級風扇總長638 mm。

采用雷諾平均N-S方程求解，湍流模型采用Spalart-Allamaras一方程模型。工質(zhì)為真實氣體，為了分析級與級之間的影響，動靜交接面采用不定常Domain Scaling Method模型。使用有限體積法進行空間離散。為了進一步提高收斂速度，采用隱式殘差光滑、當?shù)貢r間步長以及全多重網(wǎng)格法等多個加速技術，以提高收斂速度。

葉片的計算網(wǎng)格在進口動葉前和末級靜葉后分別加上長度近似等于一個弦長的穩(wěn)定段，這兩部分的網(wǎng)格采用H型拓撲結構。原始軸間距尺寸時葉片間距比較大，為了保證網(wǎng)格的正交性和光滑度，中間各排葉片所在區(qū)域的網(wǎng)格采用HOH型網(wǎng)格(圖2)，當縮短葉片排間距時，由于相鄰兩排葉片在流道中相距很近，為了保證網(wǎng)格的正交性等質(zhì)量參數(shù)，中間各排葉片所在區(qū)域的網(wǎng)格均采用O型拓撲結構(圖3)，利用O型網(wǎng)格的特點來達到保證網(wǎng)格質(zhì)量的目的。同時為了充分利用兩排葉片間的有限距離，動靜交接面一般取在相鄰兩排動靜葉的中間位置。但是在葉頂和葉根處動靜葉間隔的距離一般并不相等，這時分別取葉頂和葉根的中間位置，用直線連接形成動靜交接面。由于計算中需要在相鄰葉片排之間交換數(shù)據(jù)，動靜交界面兩側的葉片網(wǎng)格點采用相同的徑向分布以保證較好的差值精度。

在整個計算中，設定整臺機器的進出口條件:風扇進口邊界上的總溫、總壓以及絕對進口氣流角;出口邊界給定出口質(zhì)量流量。在各葉排的上下游延伸部分的周向邊界采用的是周期性邊界條件。對于固體壁面，取不可滲透、無滑移及絕熱壁面邊界條件。

2 計算結果及分析

圖4為5，10 mm和原間距3種軸向間距時效率隨流量變化的特性曲線，圖5給出了不同軸向間距的總壓比隨流量的變化規(guī)律。

圖4 3種間距的流量效率曲線

從圖4中可以看到，相對流量在0.8到1.1之間時，10 mm間距與原間距效率曲線幾乎重合，而5 mm間距時效率比原間距有大約5%的減少。因此在額定流量附近，風扇的效率隨著動靜葉片間距不同變化不大，可以認為減少到10 mm軸向間距時對風扇效率幾乎沒有影響。而隨著軸向間距的繼續(xù)減少，當為5 mm間距時，軸向間距對效率有了一定的影響，但影響也較有限，并且對于大型發(fā)電機來說，風扇效率的略微降低對發(fā)電機整體性能的影響極為有限。值線的分布，顯示了風扇在額定流量下的正常的壓升過程，并且這3種間距的壓強梯度分布幾乎沒有區(qū)別。

圖5 3種間距的流量壓升曲線

由圖5給出的3種間距流量壓升曲線可以看出，在相對流量為0.9至1.2范圍內(nèi)，3條不同間距的壓升曲線幾乎重合，且隨著軸向間距的減少，壓升略有提高。并且隨著流量的逐漸減少，曲線簇開始逐漸散開，即軸向間距對風扇壓升影響開始增大，而這部分流量范圍為不穩(wěn)定工況區(qū)域，比較軸向間距的影響則沒有很大的意義。因此，認為軸向間距的減少并不對多級風扇的壓升產(chǎn)生影響。

圖6、圖7和圖8分別是額定流量時5 mm間距、10 mm間距以及原間距的第三級動靜葉靜壓等值線在75%相對葉高的分布，由圖中動葉片前緣處靜壓分布可以看出該風扇動葉片的葉型進氣角在額定流量下是合理的;由圖中還可以看到5 mm間距、10 mm間距和原間距靜葉片前緣處靜壓分布沒有很大變化，得出從動葉出來的氣流并沒有隨著軸向間距增大而偏轉(zhuǎn)，則靜葉片的葉型進氣角在遠近間距都適用。在通道內(nèi)靠近動葉片壓力面區(qū)域的靜壓等

圖9給出來5 mm間距和10 mm間距所有動葉片75%相對葉高截面上的葉片表面靜壓分布。由圖看出，兩個不同間距的靜壓分布形勢稍有差別，整體上都是相對靜壓隨著氣體在軸向的運動逐漸增加的過程。在第一級中，在第三級的動葉吸力面上，5 mm間距的靜壓從0.5相對弦長開始略微大于10 mm間距的靜壓，而在動葉片壓力面，從動葉前緣點一直到0.5相對弦長5 mm間距的靜壓也僅僅稍微大于10 mm間距的靜壓。并且，注意到兩種間距在第一級和第四級動葉片上的靜壓分布有一定的區(qū)別，中間兩級葉片表面靜壓分布幾乎沒有明顯的不同?？梢姡~片間軸向間距的改變在進口級和出口級有著略微的影響，但整體來看并不明顯影響葉片表面的靜壓分布。

圖9 5 mm間距和10 mm間距所有動葉表面靜壓分布

圖10、圖11和圖12分布顯示了額定流量時5 mm間距、10 mm間距和原間距第三級動靜葉S1流面相對馬赫數(shù)等值線在75%相對葉高的分布。從圖中可以看出額定流量下3種間距的流道內(nèi)都沒有強激波系，無大分離渦，為亞音流動，流體能順暢的流過所有葉高槽道，沒有發(fā)現(xiàn)分離現(xiàn)象。

圖10 5 mm間距第三級S1流面相對馬赫數(shù)

葉型損失包括葉型表面上附面層中的摩擦損失、附面層分離時的渦流損失以及葉片出口邊尾跡區(qū)域中的渦流損失。由圖9所示的兩種不同軸向間距動葉片表面靜壓分布幾乎重合的特性可以看出，葉型表面上附面層中的摩擦損失、附面層分離時的渦流損失并無顯著區(qū)別，則主要分析不同軸向間距時葉片出口邊尾跡區(qū)域中的渦流損失。圖12、和圖13分別示出了75%相對葉高5 mm間距和10 mm間距S1流面湍流強度分布。由圖可以看出，由于5 mm間距動靜葉片間較小的距離，其第三級動葉出口處的氣流被靜葉切削，在靜葉前緣點附近以及靜葉尾緣點產(chǎn)生較較明顯的湍流強度分布，造成相對較明顯的渦流損失，而10 mm間距動葉柵尾緣后尾跡經(jīng)歷的距離較長，到靜葉時已經(jīng)減弱，由于動靜葉之間尾跡切削產(chǎn)生的損失相對較小，所以在多排葉柵中，軸向間距的過分縮短可增加葉型損失，降低風扇的氣動效率。

圖12 5 mm間距第三級S1流面湍流強度等值線

圖13 10 mm間距第三級S1流面湍流強度等值線

3 結語

通過數(shù)值模擬方法對一臺西門子1 000 MW發(fā)電機四級軸流風扇動靜葉排不同軸向間距的流場進行了分析和研究，得到以下結論:

1)在額定流量附近區(qū)域內(nèi)，動靜葉片軸向間距對風扇的性能影響不大。近間距的壓升和效率反而略有提高，因此適當減小風扇動靜葉排軸向間距并不會影響風扇的正常工作。

2)如將該四級風扇的級間距離減少到10 mm，風扇的總體尺寸能顯著減少312 mm，減少后的尺寸為原始設計的51%。如若采用5 mm間距的設計，風扇的總體尺寸甚至減為286 mm，改進后的尺寸約為原始設計的45%，對整個電機結構設計以及通風、震動有著重要意義。

［1］Steven.E.Gorrell，Theodore.H.Okiishi，and William W.Copenhaver.Stator-Rotor Interactions in a Transonic Compressor-Part2:Description of a Loss-Producing Mechanism［J］.ASME J.Turbomach.，2003，125:336-345.

［2］M.-H.Chung，and A.M.Wo.，Navier-Stokes and Potential Calculations of Axial Spacing Effect on Vortical and Potential Disturbances and Gust Response in an Axial Compressor［J］，ASME J.Turbomach.，1997，119:472-481.

［3］M.Inoue，M.Kuroumaru，S.Yoshida and M.Furukawa，Short and Long Length-Scale Disturbances Leading to Rotating Stall in an Axial Compressor Stage With Different Stator/Rotor Gaps［J］，ASME J.Turbomach.，2002，124:376-384.