廖 姣， 劉 彬

(1.國網(wǎng)四川省電力公司映秀灣水力發(fā)電總廠，四川 成都 611833；2.國網(wǎng)四川省電力公司技能培訓(xùn)中心，四川 成都 611833)

1 概 述

在早期大型水輪發(fā)電機組中，有超過50%的故障是推力軸承引起的，尤其對于高速、重載的推力軸承，事故更加頻繁[1-2]。推力軸承事故中有很大部分是由油循環(huán)冷卻系統(tǒng)引起的。機組運行時，鏡板和推力瓦間的油膜產(chǎn)生巨大的熱量，該熱量不能通過固體及時傳導(dǎo)出去，導(dǎo)致油膜溫度升高，這將很大程度影響到推力軸承的負(fù)荷能力。

而推力軸承油循環(huán)冷卻系統(tǒng)的主要作用就在于將流過推力瓦的熱油進(jìn)行降溫，保證推力軸承的潤滑和冷卻性能，進(jìn)而確保推力軸承乃至整個機組的安全可靠性運行[3-5]。 因此，如何提高推力軸承油循環(huán)冷卻系統(tǒng)設(shè)計可靠性成為急需解決的問題。

鏡板泵油循環(huán)冷卻系統(tǒng)具有結(jié)構(gòu)簡單、維護(hù)方便、自適應(yīng)性強等優(yōu)點。近年來，在大中型水輪發(fā)電機組中，采用鏡板泵作為推力軸承自循環(huán)動力裝置已成為一種發(fā)展趨勢[4-6]。目前對于鏡板泵油循環(huán)冷卻系的流體動力特性分析主要依靠試驗，但是投資大，試驗周期長，試驗裝置重復(fù)利用率低。

為此，以某水電機組推力軸承為對象，對其采用鏡板泵的推力軸承油循環(huán)冷卻系統(tǒng)流體動力特性進(jìn)行系統(tǒng)性的研究，探索基于數(shù)值模擬的鏡板泵油循環(huán)冷卻系統(tǒng)流體動力特性仿真方法，以在機組設(shè)計階段進(jìn)行鏡板泵裝置特性和鏡板泵性能預(yù)測分析。

2 油循環(huán)冷卻系統(tǒng)的管路特性數(shù)值模擬

2.1 油循環(huán)冷卻系統(tǒng)管路建模

采用熱流體系統(tǒng)仿真分析軟件Flowmaster?對某推力軸承試驗臺油循環(huán)管路系統(tǒng)進(jìn)行建模。由于在計算管路特性時只對冷卻器的水力損失特性進(jìn)行分析，而不考慮其換熱問題，故采用離散損失元件代替油冷卻器，遵循的原則是代替后元件的流阻保持不變[7-9]。在Flowmster?軟件中鏡板泵油循環(huán)冷卻系統(tǒng)的管路計算模型見圖1。

2.2 邊界條件設(shè)置

對自循環(huán)冷卻管路系統(tǒng)進(jìn)行模擬計算過程中，模擬介質(zhì)為L-TSA46潤滑油作為循環(huán)介質(zhì)，溫度T=40 ℃，密度ρ=880 kg/m3，動力黏度為γ=0.004 08 kg/m2。進(jìn)口邊界條件給定體積流量，出口邊界條件給定恒定的總壓。

2.3 計算結(jié)果與分析

影響循環(huán)冷卻系統(tǒng)管路特性的因素較多，主要包括介質(zhì)參數(shù)、冷卻器損失系數(shù)、閥門損失系數(shù)、管道長度、直徑、摩擦系數(shù)等。在進(jìn)行油循環(huán)管路數(shù)值模擬時，充分考慮彎管、閥門、冷卻器等管路附件對管路系統(tǒng)的影響，管路附件的計算參數(shù)均根據(jù)實際情況進(jìn)行設(shè)置，冷卻器投入4個。采用基于多工況的數(shù)值模擬計算方法分析油循環(huán)冷卻系統(tǒng)的管路特性，準(zhǔn)確計算不同工況下管路的流阻損失。

為了驗證數(shù)值模擬計算結(jié)果的可靠性，在某試驗臺上進(jìn)行管路特性試驗。試驗中，管道的進(jìn)出口分別布置有壓力傳感器，管道中也設(shè)有流量計，通過記錄這些流量和壓力數(shù)據(jù)，冷卻器投4個時，調(diào)節(jié)鏡板的轉(zhuǎn)速，得到不同轉(zhuǎn)速下管道進(jìn)出口壓力和流量，可以得到試驗管路的特性。油循環(huán)冷卻系統(tǒng)的管路特性曲線見圖2，循環(huán)冷卻系統(tǒng)的管路特性曲線變化趨勢相同，幾乎等同拋物線分布，符合管路損失特性呈二次曲線分布的規(guī)律，試驗結(jié)果和數(shù)值模擬結(jié)果的偏差在2%以內(nèi)，證明采用此種數(shù)值模擬方法計算循環(huán)冷卻系統(tǒng)的管路特性是可行的。

流量Q /m3·h-1圖2 油循環(huán)冷卻系統(tǒng)的管路特性曲線

3 推力軸承油箱內(nèi)流場數(shù)值模擬分析及損耗計算

3.1 推力軸承油箱建模

推力軸承油箱全流道包括油箱內(nèi)部流體域、進(jìn)口管路、鏡板孔組成，推力軸承油箱計算域見圖3。

圖3 推力軸承油箱計算域

3.2 計算方法

在對推力軸承油箱內(nèi)流場進(jìn)行數(shù)值模擬計算時，選取油箱全流道進(jìn)行計算(考慮進(jìn)管路和鏡板泵孔)，這種計算方式能夠綜合考慮管路布置對推力軸承油箱內(nèi)流場的影響，更貼切實際。整個油箱計算域采用對復(fù)雜形狀適應(yīng)性強的非結(jié)構(gòu)化網(wǎng)格進(jìn)行離散化處理，并對局部流動梯度變化較大的部位進(jìn)行了網(wǎng)格加密處理。針對設(shè)計工況，對推力軸承油箱全流場進(jìn)行網(wǎng)格無關(guān)性驗證，網(wǎng)格無關(guān)性驗證見圖4。當(dāng)網(wǎng)格數(shù)達(dá)460萬后，隨著網(wǎng)格數(shù)的增加，圧力損失指標(biāo)的偏差很小(0.1%以內(nèi))，考慮計算量及計算精度，最終確定全流道系統(tǒng)網(wǎng)格數(shù)為468萬。

網(wǎng)絡(luò)數(shù) /萬圖4 網(wǎng)格無關(guān)性驗證

在對推力軸承油箱進(jìn)行數(shù)值模擬分析時，為了準(zhǔn)確的計算油箱內(nèi)部流場，考慮鏡板泵孔流體域?qū)τ拖鋬?nèi)流場的影響，其中鏡板泵孔為旋轉(zhuǎn)部件，油箱和進(jìn)口管路為靜止部件。介質(zhì)為L-TSA46汽輪機油，不考慮熱傳遞，溫度T=40 ℃，密度ρ=880 kg/m3，動力黏度γ=0.004 08 kg/m2。

3.3 邊界條件

進(jìn)口采用質(zhì)量流量進(jìn)口，出口采用壓力出口。流道內(nèi)近壁區(qū)采用壁面函數(shù)法處理，由于流體與固體壁面的接觸面為靜止面，流體與壁面接觸的界面沒有滑移，故壁面采用無滑移條件；其中將與旋轉(zhuǎn)部件相接觸的壁面設(shè)置為旋轉(zhuǎn)壁面。鏡板泵孔設(shè)置為旋轉(zhuǎn)部件，而油箱和進(jìn)口管路為靜止部件。油箱與鏡板泵孔之間存在動靜耦合交界面，采用凍結(jié)轉(zhuǎn)子(Frozen-Rotor)模型進(jìn)行計算[10]。

3.4 計算結(jié)果及分析

通過上述數(shù)值模擬計算方法，對油箱滿油時，不同工況下的油箱內(nèi)流場進(jìn)行仿真計算，圖5和圖6分別為推力軸承油箱中截面壓力分布云圖和速度分布云圖。從圖5可以看出，推力軸承油箱分布具有明顯的變化規(guī)律，油箱從內(nèi)徑到外徑，壓力均勻增加，油箱壁面處壓力達(dá)到最大。從圖6可以看出，速度最大處在油箱與旋轉(zhuǎn)部件接觸外圓柱面上，速度從推力軸承油箱內(nèi)徑到外徑線速度逐漸增加。綜上所述，推力軸承油箱數(shù)值模擬計算結(jié)果較為合理。

圖5 推力軸承油箱中截面壓力分布云圖

圖6 推力軸承油箱中截面速度分布云圖

通過對不同工況下的推力軸承油箱全流道進(jìn)行數(shù)值模擬計算分析，在CFX后處理中讀取推力軸承油箱進(jìn)口和推力軸承與鏡板泵交界面處的總壓，得到推力軸承油箱進(jìn)出口總壓差，進(jìn)而計算得到推力軸承油箱內(nèi)部壓頭損失，為了更加直觀地分析，根據(jù)計算結(jié)果繪制推力軸承油箱內(nèi)部壓頭損失曲線，推力軸承油箱內(nèi)部壓頭損失曲線圖見圖7，推力軸承油箱內(nèi)部壓頭損失隨著流量的增加逐漸增大，但是斜率逐漸減小。

圖7 推力軸承油箱內(nèi)部壓頭損失曲線圖

4 基于數(shù)值模擬的鏡板泵流體動力特性預(yù)測分析

4.1 鏡板泵全流道三維幾何建模

模型在擬定計算域的基礎(chǔ)上對部分形狀復(fù)雜且對流動計算影響微弱的部分做了一些簡化，如進(jìn)口、出口管路連接處等，鏡板泵全流道三維幾何模型見圖8。

圖8 鏡板泵全流道三維幾何模型

4.2 計算方法

鏡板泵數(shù)值模擬計算方法和介質(zhì)與推力軸承油箱內(nèi)流場計算方法一致，經(jīng)網(wǎng)格無關(guān)性驗證后，最終確定全流道網(wǎng)格數(shù)563萬。

4.3 邊界條件

進(jìn)口采用開放性進(jìn)口，出口采用質(zhì)量流量出口。流道內(nèi)近壁區(qū)采用壁面函數(shù)法處理，由于流體與固體壁面的接觸面為靜止面，流體與壁面接觸的界面沒有滑移，故壁面采用無滑移條件；計算中鏡板為旋轉(zhuǎn)部件，而油箱和集油槽為靜止部件。因此，油箱與鏡板孔和鏡板孔與集油槽之間存在動靜耦合交界面，采用凍結(jié)轉(zhuǎn)子(Frozen-Rotor)模型進(jìn)行定常計算。

4.4 計算結(jié)果與分析

為預(yù)測鏡板泵的的性能，分別對各工況進(jìn)行了定常計算，針對數(shù)值模擬計算結(jié)果，對鏡板泵進(jìn)行內(nèi)特性和外特性分析。

采用數(shù)值模擬完成不同工況下鏡板泵的計算以后，計算不同工況下鏡板泵的揚程、功率、效率，并繪制出不同工況下鏡板泵外特性曲線圖(圖9)，即流量-揚程曲線圖(Q-H)、流量-功率曲線圖(Q-P)、流量-效率曲線圖(Q-η)。

(a)Q-H (b)Q-P (c)Q-η圖9 不同工況下鏡板泵外特性曲線圖

鏡板泵的內(nèi)特性很難通過實驗得到，為了詳細(xì)了解鏡板泵的性能，采用數(shù)值模擬對不同工況下的鏡板泵內(nèi)流場進(jìn)行分析，其中壓力分布和速度分布是分析鏡板泵的依據(jù)，也是了解鏡板泵內(nèi)特性的重要途徑。

圖10為0.6Qd、1.0Qd、1.4Qd工況下鏡板泵全流道壓力分布云圖，圖11為0.6Qd、1.0Qd、1.4Qd工況下鏡板泵孔流道相對速度分布圖。

對比圖10(a)、(b)、(c)不同工況的鏡板泵全流道壓力分布可知，小流量工況下鏡板泵內(nèi)部壓力整體偏大，隨著流量的增加，鏡板泵流道內(nèi)部壓力最大值逐漸變小。從圖5、6可以看出，全流道壓力分布均勻，集油槽處壓力最大，從進(jìn)口到集油槽，壓力逐漸遞增，鏡板孔壓力從進(jìn)口到出口呈輻射狀增加，且壓力分布在圓周上具有較好的對稱性，出口管路在彎管彎肘處壓力達(dá)到最大值，出口管路壓力值比集油槽小，鏡板泵全流道壓力分布較為合理。

(a)0.6Qd (b)1.0Qd (c)1.4Qd圖10 鏡板泵全流道壓力分布云圖

對比圖11(a)、(b)、(c)不同工況的鏡板泵孔流道相對速度分布圖可知，速度從鏡板孔進(jìn)口到出口呈輻射狀增加，且速度分布在圓周上具有較好的對稱性。不同工況下鏡板泵孔流道相對速度分布規(guī)律和數(shù)值基本相同。

(a)0.6Qd (b)1.0Qd (c)1.4Qd圖11 鏡板泵孔流道相對速度分布圖

5 鏡板泵運行參數(shù)與裝置特性的匹配驗證

通過對循環(huán)冷卻系統(tǒng)的管路特性及推力軸承油箱損耗計算可得到不同工況下鏡板泵的裝置揚程，為了驗證鏡板泵運行參數(shù)與裝置特性的匹配是否匹配，將裝置特性曲線和鏡板泵特性曲線畫在一張圖上，兩曲線的交點即為鏡板泵實際運行工況點[11]。鏡板泵特性曲線與裝置特性曲線見圖12，其中鏡板泵特性曲線與裝置特性曲線的交點為鏡板泵實際運行工況點，從圖中可以看出，鏡板泵實際運行工況對應(yīng)的流量略大于設(shè)計流量，可以確保推力軸承正常運行。

圖12 鏡板泵特性曲線與裝置特性曲線

6 結(jié) 語

采用數(shù)值模擬方法對某推力軸承油循環(huán)冷卻系統(tǒng)的管路、油箱內(nèi)流場及鏡板泵進(jìn)行流體動力特性研究。

(1)通過對油循環(huán)管路系統(tǒng)的流阻損失和推力軸承內(nèi)部損耗的計算繪制裝置特性曲線，再根據(jù)鏡板泵特性曲線和裝置特性曲線確定鏡板泵實際運行工況點，將該工況點作為設(shè)計工況點，可以確保推力軸承高效運行。

(2)通過鏡板泵特性曲線和裝置特性曲線確定鏡板泵實際運行工況點，實現(xiàn)鏡板泵油循環(huán)系統(tǒng)性能預(yù)測，提高推力軸承運行的穩(wěn)定性。

(3)采用的基于數(shù)值模擬的推力軸承鏡板泵油循環(huán)冷卻系統(tǒng)的流體動力特性預(yù)測方法可保證油循環(huán)系統(tǒng)的安全性、可靠性和穩(wěn)定性，減少試驗和縮短產(chǎn)品開發(fā)周期。