(大唐東北電力試驗(yàn)研究院 汽機(jī)技術(shù)研究所，吉林 長春 132000)

0 前言

超超臨界機(jī)組已成為我國火力發(fā)電的主力機(jī)組，但超超臨界機(jī)組由于蒸汽參數(shù)高、流量大，所以漏汽量也高于亞臨界機(jī)組。由于汽輪機(jī)軸端的漏氣會減少汽輪機(jī)內(nèi)的做功蒸汽，因此導(dǎo)致汽輪機(jī)效率的下降。同時(shí)汽輪機(jī)的漏汽還會導(dǎo)致汽流激振，為電廠的安全生產(chǎn)帶來隱患。所以研究影響汽輪機(jī)漏汽量的因素，并提出合理的優(yōu)化建議，對于減小汽輪機(jī)漏汽、提高汽輪機(jī)效率、保障火電廠安全運(yùn)行意義顯著[1]。

當(dāng)超超臨界汽輪機(jī)處于工作狀態(tài)時(shí)，由于轉(zhuǎn)子高速旋轉(zhuǎn)，而汽缸或隔板靜止不動，因此為了防止動靜碰磨，動靜部件之間必須保持適度的間隙。當(dāng)蒸汽流過動靜部件間的間隙時(shí)，間隙兩側(cè)就會因存在壓差而導(dǎo)致漏汽損失，這部分蒸汽未參與做功，造成汽輪機(jī)效率降低。由于動靜部件之間的間隙是必要的，所以漏汽損失必定存在于汽輪機(jī)的隔板與轉(zhuǎn)子之間的間隙、動葉頂部和壁面之間的間隙、轉(zhuǎn)子穿出汽缸處的間隙。在汽輪機(jī)的各項(xiàng)損失中，漏汽損失對汽輪機(jī)效率的影響最大，約占到總損失的三成。而超超臨界機(jī)組的高壓缸前軸封處的漏汽由于漏汽參數(shù)較高，所以漏汽量最大。因此在減小汽輪機(jī)漏汽特別是減小高壓缸前軸封漏汽這一方面，汽輪機(jī)效率還有提高的空間。Thomas對汽封在非對中時(shí)的流動進(jìn)行了研究，探究了轉(zhuǎn)速和偏心對漏汽量的影響[2]。哈爾濱工業(yè)大學(xué)的吳強(qiáng)[3]分析了“薄葉汽封”的性能，此種汽封在停機(jī)時(shí)與轉(zhuǎn)子表面接觸，旋轉(zhuǎn)時(shí)汽封上浮，離開轉(zhuǎn)子表面，為工程上采取新型薄葉汽封提供了理論依據(jù)。華北電力大學(xué)韓中合對汽輪機(jī)直齒和斜齒汽封的流動特性進(jìn)行分析，討論了齒數(shù)與漏汽量之間的關(guān)系[4]。

1 軸封漏汽量計(jì)算公式

當(dāng)超超臨界汽輪機(jī)高壓缸前軸封入口前的蒸汽狀態(tài)、軸封后的壓力以及孔口漏汽面積、軸封齒的齒數(shù)等結(jié)構(gòu)參數(shù)確定時(shí)，漏汽量就可通過計(jì)算得出。在計(jì)算漏汽量之前，需要對軸封的流動與臨界速度的大小進(jìn)行判斷。一種情況是所有孔口的流速均未達(dá)到臨界速度，另一種方法是在最后的孔口處達(dá)到臨界速度，兩種情況的漏汽量采用的計(jì)算方法有所不同。

當(dāng)最后的孔口流速未達(dá)臨界速度時(shí)，漏汽量的計(jì)算采用式(1)

(1)

式中 ΔG1—漏汽量/kg·s-1；

A1——孔口漏汽面積/m2；

p0,pz——軸封前蒸汽壓力和背壓/Pa；

ρ0——軸封前蒸汽密度/kg·m-3；

z——軸封齒數(shù)。

當(dāng)最后的孔口流速達(dá)到臨界速度時(shí)，漏汽量計(jì)算采用式(2)

(2)

判斷最后孔口的流速是否達(dá)臨界，采用下面的判別式

(3)

流量系數(shù)μ1選取是通過試驗(yàn)得到的，查詢資料μ1應(yīng)為0.7～0.8，其他參數(shù)不變的情況下，對應(yīng)的漏汽量較小，但在實(shí)際情況中，由于蒸汽不斷摩擦軸封齒的尖銳邊緣，會使軸封齒發(fā)生鈍化，進(jìn)氣面的齒形會逐漸呈現(xiàn)圓弧狀，導(dǎo)致流量系數(shù)趨近于1，由于本文不考慮蒸汽通過汽封時(shí)汽封齒發(fā)生腐蝕形變等情況，故選取流量系數(shù)0.8進(jìn)行計(jì)算。

前面推導(dǎo)的計(jì)算公式，都是假設(shè)蒸汽流過孔口后，其速度在之后的腔室內(nèi)完全耗散消失，并且蒸汽進(jìn)入下一孔口時(shí)流度約等于零。但實(shí)際情況中，由于蒸汽流過前一孔口的速度不可能在其后的腔室內(nèi)完全耗散消失，因此蒸汽進(jìn)入下一孔口時(shí)必然帶有一定的初速度，假設(shè)的情況無法實(shí)現(xiàn)。所以實(shí)際漏汽量要比理論公式計(jì)算得出的理想漏汽量大。在通常采用的軸封孔口間隙的范圍內(nèi)，曲徑軸封的流量系數(shù)近似等于1，而光軸軸封流量系數(shù)比前者高出20%以上，通過查詢，孔口間隙0.7 mm，流量系數(shù)的修正值約為1，帶入漏汽量公式中進(jìn)行計(jì)算。

本文共選取十一組不同壓差下的漏汽量進(jìn)行計(jì)算，這十一組工況的參數(shù)均由電廠運(yùn)行人員收集并提供。在不考慮偏心的情況下，將十一組工況分別進(jìn)行理論計(jì)算，得到不同的漏汽量?，F(xiàn)以軸封蒸汽入口壓力18.5 MPa的工況為例，計(jì)算漏汽量理論值，計(jì)算過程如下：

已知軸封前蒸汽壓力p0和軸封后蒸汽壓力pz分別為18.5 MPa和0.8 MPa

(4)

(5)

可知，軸封最后出口處達(dá)到臨界速度，故計(jì)算漏汽量采用式(2)。

孔口漏汽面積的形狀為一圓環(huán)面，孔口高度即內(nèi)外半徑差為0.7 mm，內(nèi)徑r=380.24 mm，外徑R=380.24+0.7=380.94 mm。

環(huán)形孔口漏汽面積A1=π(R2-r2)=0.001 674 m2

通過插值計(jì)算，該工況下，軸封前蒸汽密度ρ0=51.318 78 kg/m3。

綜上，軸封漏汽量為

(6)

其余工況的漏汽量的理論計(jì)算值均匯總于表1。

從軸封模型的理論計(jì)算可以得出，軸封段漏汽量和壓差有關(guān)，軸封段漏汽量隨壓差增大而增大。

表1軸封無偏心漏汽量理論計(jì)算值

入口壓力/MPa壓差/MPa漏汽量/kg·s-110.09.22.60511.010.22.88012.011.23.15413.012.23.42914.013.23.70315.014.23.97816.215.44.31717.616.84.60418.517.74.78919.218.45.17420.219.45.431

2 高壓軸封模型構(gòu)建

東汽1 000 MW汽輪機(jī)在大修時(shí)，軸封塊發(fā)生了銹蝕，軸封齒表面也發(fā)生了不同程度的變形和磨損，其密封性能也有所下降，這就是導(dǎo)致軸封實(shí)際漏汽量高于設(shè)計(jì)漏汽量的主要原因，而長期以來，對軸封設(shè)計(jì)尺寸的研究已經(jīng)廣泛開展，而對磨損變形后的軸封還鮮有研究。東汽1 000 MW超超臨界機(jī)組高壓段前軸封，共有73個(gè)密封齒，按一個(gè)汽封長齒和兩個(gè)汽封短齒交替布置。如果按照實(shí)際的軸封長度建模研究，不僅計(jì)算量巨大，而且效果也不理想。為了減少計(jì)算量，同時(shí)保證計(jì)算結(jié)論合理可靠，需要進(jìn)行適度簡化，現(xiàn)截取整段軸封19個(gè)汽封齒進(jìn)行研究。構(gòu)建軸封段模型所用尺寸均為電廠大修時(shí)檢修人員開缸測量的實(shí)際尺寸，由于軸封段在運(yùn)行時(shí)存在磨損變形，開缸檢修時(shí)存在測量誤差，所以軸封的實(shí)際尺寸與軸封的設(shè)計(jì)尺寸有所不同。具體尺寸見表2。

表2高壓缸前軸封模型結(jié)構(gòu)尺寸

名稱尺寸總長/mm676軸半徑/mm380.24通道高度/mm11.36長齒高度/mm10.66短齒高度/mm6.73齒間距/mm32齒寬/mm2間隙/mm0.7齒數(shù)/個(gè)19

根據(jù)表2高壓缸前軸封實(shí)際尺寸建模，高壓缸前軸封段外部輪廓圖和內(nèi)部軸封縱截面圖如圖1和圖2所示。

圖1 高壓缸前軸封外部輪廓圖

圖2 高壓缸前軸封內(nèi)部縱剖圖

構(gòu)建模型后對模型進(jìn)行非結(jié)構(gòu)網(wǎng)格劃分。模型外直徑最大處為760.48 mm，而汽封的間隙最小處只有0.7 mm，模型最大處和最小處的尺寸比差異很大，為保證計(jì)算精度，需要對模型的軸封齒間隙處用小尺寸網(wǎng)格進(jìn)行加密，在汽封腔室處采用較大尺寸的網(wǎng)格，通過網(wǎng)格無關(guān)性驗(yàn)證后，網(wǎng)格數(shù)量370萬，網(wǎng)格質(zhì)量0.3以上，滿足后續(xù)計(jì)算要求。三維模型網(wǎng)格的整體圖與局部圖如圖3和圖4所示。

圖3 模型網(wǎng)格整體圖

圖4 汽腔網(wǎng)格和汽封齒網(wǎng)格

3 漏汽量的數(shù)值模擬

由于高壓缸前軸封的結(jié)構(gòu)較為復(fù)雜，模型的網(wǎng)格數(shù)量較多，計(jì)算時(shí)將模型當(dāng)作絕熱模型處理，可以簡化計(jì)算。采用k-epsilon標(biāo)準(zhǔn)化模型，根據(jù)入口參數(shù)和模型結(jié)構(gòu)尺寸，計(jì)算出水力半徑，根據(jù)流體的密度、速度、特征長度和動力粘度求出對應(yīng)的湍流強(qiáng)度[5-6]。由于模型為蒸汽流通部分，所以轉(zhuǎn)子的外壁面在模型中為模型的內(nèi)壁面，將模型的內(nèi)壁面部分設(shè)置為moving wall，將不同工況下的轉(zhuǎn)速設(shè)置到moving wall中，求解算法設(shè)置采用SIMPLE算法，一階迎風(fēng)差分格式，監(jiān)控器殘差設(shè)置1×10-6，能量殘差1×10-12，以保證計(jì)算的準(zhǔn)確性[7]。

3.1 確定入口段長度

蒸汽進(jìn)入汽封通道后接觸第一個(gè)汽封齒之前，先要保證蒸汽流動狀態(tài)穩(wěn)定，否則大部分蒸汽被第一個(gè)汽封齒阻攔，而沒有流進(jìn)汽封模型的入口，會導(dǎo)致計(jì)算結(jié)果錯(cuò)誤[8]。為保證入口的蒸汽流動狀態(tài)穩(wěn)定，在蒸汽進(jìn)入模型的汽封間隙前，需要給模型設(shè)置一段較長的入口段，入口段長度設(shè)置過短，無法保證蒸汽流動狀態(tài)穩(wěn)定，入口段長度設(shè)置過長，增大計(jì)算機(jī)求解負(fù)擔(dān)，影響計(jì)算時(shí)長而且意義不大，更為關(guān)鍵的是，入口段的形狀長度要保證蒸汽的流動環(huán)境與真實(shí)環(huán)境相似。通過試算，將入口段長度定為32 mm可以滿足穩(wěn)定蒸汽流動的要求，軸封入口段截面流速云圖如圖5所示。從圖中可以看出，設(shè)置了入口穩(wěn)定段后，蒸汽在接觸第一個(gè)汽封齒之前的流動逐漸趨于穩(wěn)定，從而保證結(jié)果的準(zhǔn)確性[9]。

圖5 軸封入口段界面流速云圖

3.2 壓力場和速度場分析

在數(shù)值模擬得出結(jié)論后，以無偏心、18.5 MPa、3 000 r/min工況為例，對軸封內(nèi)流體壓力場進(jìn)行分析[10]。該工況下的三維壓力云圖如圖6所示，從圖中可以看出當(dāng)蒸汽由左向右通過軸封的密封齒時(shí)，壓力明顯下降；而在每個(gè)環(huán)形腔室內(nèi)部，壓力沒有發(fā)生明顯變化。為了更加清晰地觀察環(huán)形腔室和汽封齒周圍壓力的變化，在模型中取過轉(zhuǎn)軸直徑的剖面，將模型的截面取出觀察，如圖7所示。作出該截面內(nèi)不同位置點(diǎn)蒸汽壓力曲線，如圖8所示。從圖中可以更加清晰的看出壓力的變化趨勢，蒸汽在軸封內(nèi)并非均勻變化，而是呈階梯狀下降，進(jìn)一步觀察圖像可知軸封內(nèi)蒸汽壓力的變化是以汽封齒為分界線的，汽封齒的兩端壓差明顯，蒸汽在流經(jīng)每一個(gè)汽封齒時(shí)，發(fā)生節(jié)流壓降，而蒸汽在兩汽封齒之間的軸封的室內(nèi)，壓力沒有明顯變化。

圖6 無偏心18.5 MPa工況模型全局壓力三維云圖

圖7 無偏心18.5 MPa 3 000 r/min工況模型截面壓力二維云圖

圖8 無偏心18.5 MPa3 000 r/min工況下軸封段壓力分布曲線

僅從壓力場還無法全面明晰蒸汽在軸封段內(nèi)的流動特性，為全面研究蒸汽的流動特性，還要借助速度云圖分析蒸汽在汽封內(nèi)的回流情況，繪制該工況下蒸汽的流速和流線云圖，如圖9～圖12所示[11]。

圖9 汽缸內(nèi)側(cè)蒸汽速度場

圖10 轉(zhuǎn)子表面蒸汽速度場

圖11 蒸汽流動三維流線

圖12 三維流線圖部分放大

分析圖9，當(dāng)蒸汽流過軸封時(shí)，蒸汽在環(huán)形腔室中回旋渦流，所以蒸汽在環(huán)狀汽室的上表面即汽缸內(nèi)側(cè)流向相反。而由圖10可知，流過環(huán)狀汽室下表面即轉(zhuǎn)子表面的蒸汽在軸封齒處速度增加，所以轉(zhuǎn)子表面的蒸汽流向與壓降方向一致，并且速度高于汽缸內(nèi)側(cè)速度。蒸汽在環(huán)狀汽室中回旋耗散，形成渦流，在不同側(cè)呈現(xiàn)出不同的流動狀態(tài)。

蒸汽的三維速度場如圖11和圖12。蒸汽流過軸封時(shí)，由于軸封段前后存在壓差，所以蒸汽要從壓力高處向低處流動，同時(shí)轉(zhuǎn)子以3 000 r/min的速度在轉(zhuǎn)動，所以蒸汽的流動呈現(xiàn)螺旋前進(jìn)狀態(tài)，加之蒸汽在每一個(gè)汽室內(nèi)還要回旋流動，三方面流動因素綜合導(dǎo)致了蒸汽在軸封內(nèi)流動的復(fù)雜特性。

從三維流線圖中，可以直觀看到軸封內(nèi)蒸汽伴隨轉(zhuǎn)子轉(zhuǎn)動螺旋前進(jìn)的流動狀態(tài)，但蒸汽在環(huán)狀汽室內(nèi)的流動還無法清晰看到，為便于觀察和研究，取同一工況，繪制二維云圖、流線圖和截面內(nèi)不同位置速度曲線，如圖13～圖15所示[12]。

圖13 無偏心18.5 MPa 3 000 r/min工況相鄰腔室內(nèi)速度二維云圖

圖14 無偏心18.5 MPa 3 000 r/min工況下，腔室內(nèi)速度二維流線圖

圖15 無偏心18.5 MPa 3 000 r/min工況下軸封段速度分布曲線

分析圖13～圖15可知，當(dāng)蒸汽通過軸封齒后，蒸汽的速度均有明顯增加，也均在軸封齒后的環(huán)形汽室內(nèi)產(chǎn)生回流，各個(gè)汽封齒周圍和各個(gè)汽室中的流動規(guī)律基本相同，但也有細(xì)微差別：當(dāng)蒸汽流過轉(zhuǎn)子凸肩前的汽室時(shí)，蒸汽入射的位置幾乎平行于轉(zhuǎn)子壁面，蒸汽的回旋空間最大，蒸汽在該汽室內(nèi)只圍繞汽室中間進(jìn)行流動；當(dāng)蒸汽流過短齒和轉(zhuǎn)子凸肩所在的汽室時(shí)，由于汽室空間較小，且通過軸封齒后蒸汽入射的位置相對較高的，所以腔室內(nèi)蒸汽的回流程度較弱，此處汽封腔室對蒸汽的耗散作用不明顯。當(dāng)蒸汽流過轉(zhuǎn)子凸肩后的汽室時(shí)，蒸汽入射的角度使蒸汽向下沖擊轉(zhuǎn)子，然后回旋，蒸汽主要圍繞汽室中心進(jìn)行流動，但在凸肩后，還有少部分蒸汽進(jìn)行后臺階回流，形成了另一個(gè)回流中心，細(xì)微蒸汽流動差別使得蒸汽在軸封內(nèi)呈現(xiàn)出復(fù)雜的流動狀態(tài)。

綜合蒸汽在高壓缸前軸封內(nèi)流動的壓力場和速度場分析可知，蒸汽無論在長齒汽封處還是短齒汽封處，均產(chǎn)生壓降和回流現(xiàn)象，但其程度有所不同，所以需要采用長短齒相間配合的布置方式，才能對蒸汽起到更好的阻擋效果。

4 理論計(jì)算和數(shù)值模擬結(jié)果分析

通過理論計(jì)算和數(shù)值模擬兩種方法得出了兩組漏汽量，現(xiàn)將兩組漏汽量及相對誤差匯總于表3，比較兩種方法的漏汽量差異，以驗(yàn)證數(shù)值模擬結(jié)果的正確性。

表3不同工況下漏汽量理論計(jì)算和數(shù)值模擬結(jié)果

入口壓力/MPa轉(zhuǎn)速/r·min-1理論漏汽量/kg·s-1模擬漏汽量/kg·s-1相對誤差/[%]10.03 0002.6052.6070.07711.03 0002.8802.879-0.03512.03 0003.1543.153-0.03213.03 0003.4293.5353.09114.03 0003.7033.702-0.02715.03 0003.9783.976-0.05016.23 0004.3174.4583.26617.63 0004.6044.6180.30418.53 0004.7894.9453.25719.23 0005.1745.3433.26620.23 0005.4315.6093.277

將兩組結(jié)果繪制成散點(diǎn)圖并擬合成曲線如圖16所示，通過比較兩線差異后可以發(fā)現(xiàn)，數(shù)值模擬的結(jié)果和理論計(jì)算的結(jié)果有著良好的吻合性，兩組的相對誤差均不足5%，則可以認(rèn)定數(shù)值模擬結(jié)果準(zhǔn)確[13]。

分析模擬漏汽量大于理論漏汽量的主要原因是理論計(jì)算時(shí)，假設(shè)蒸汽的速度在腔室內(nèi)完全耗散，進(jìn)入下一孔口的速度為零，但實(shí)際情況中，蒸汽無法完全耗散，在進(jìn)入下一腔室時(shí)必定帶有一定速度。所以實(shí)際漏汽量大于理論漏汽量。最終分析圖中曲線可以得出結(jié)論：壓差越大，高壓缸前軸封段的漏汽量越大，且兩者呈線性變化關(guān)系，即漏汽量與壓差呈線性關(guān)系。

圖16 理論漏汽量與數(shù)值模擬漏汽量結(jié)果圖

5 影響漏汽量的因素

漏汽量與轉(zhuǎn)速的關(guān)系以及漏汽量在偏心時(shí)如何變化，無法從理論計(jì)算公式中得到，還需要借助數(shù)值模擬的方法進(jìn)行分析。

5.1 轉(zhuǎn)速對漏汽量的影響

在FLUENT中的邊界條件設(shè)置中，將對應(yīng)轉(zhuǎn)軸的部分設(shè)置為moving wall，輸入角速度，便能研究不同轉(zhuǎn)速下，漏汽量與轉(zhuǎn)速的關(guān)系，為控制單一變量，此時(shí)暫不引入偏心量的變化[14-15]。在定壓力無偏心的工況下，用控制變量法探究50 rad/s、40 rad/s、30 rad/s、20 rad/s和10 rad/s即3 000 r/min、2 400 r/min、1 800 r/min、1 200 r/min和600 r/min時(shí)轉(zhuǎn)速與漏汽量的關(guān)系。選取軸封入口段壓力為18.5 MPa工況進(jìn)行分析，計(jì)算結(jié)果見表4。

表4 18.5 MPa無偏心工況不同轉(zhuǎn)速與漏汽量關(guān)系

壓力/MPa轉(zhuǎn)速/r·min-1漏汽量/kg·s-118.53 0004.945 4118.52 4004.945 3918.51 8004.945 1918.51 2004.945 5418.56004.945 5718.504.944 71

分析表格和曲線可知，控制其他變量不變，改變轉(zhuǎn)子的轉(zhuǎn)速，漏汽量的變化量極小，這說明轉(zhuǎn)速對漏汽量的影響不大。

5.2 偏心對漏汽量的影響

明確上述結(jié)論后，在入口蒸汽壓力和轉(zhuǎn)子轉(zhuǎn)速不變的情況下，引入偏心這一變量，探究偏心對漏汽量大小的影響，在偏心的情況下，F(xiàn)LUENT的邊界條件設(shè)置與之前略有不同，除需要輸入角速度外，還需輸入旋轉(zhuǎn)軸的軸心坐標(biāo)。由于本文構(gòu)建的模型是蒸汽實(shí)際流動的通道，故轉(zhuǎn)軸只有外表面，而無實(shí)際重量，在不考慮轉(zhuǎn)軸的自重的前提下，偏心的方向就體現(xiàn)出各向同性，雖然轉(zhuǎn)子在實(shí)際運(yùn)行過程中的偏心方向一般是偏左偏上的，但數(shù)值模擬時(shí)，不必向兩個(gè)方向分別輸入偏移量。因此，探究偏心對蒸汽的漏汽量影響時(shí)，可以對問題進(jìn)行簡化，只在一個(gè)方向上設(shè)置偏移量的大小即可。

在前文模型的尺寸介紹中提到，本文所研究的軸封，最小間隙處僅為0.7 mm，采用控制變量法，在壓力和轉(zhuǎn)速不變的情況下，選擇0.1 mm、0.2 mm、0.3 mm、0.4 mm和0.5 mm五組偏移量，探究偏心距對漏汽量的影響。不同偏心下的漏汽量結(jié)果見表5。

表5 18.5 MPa定轉(zhuǎn)速工況不同偏心與漏汽量關(guān)系

壓力/MPa偏心/mm漏汽量/kg·s-118.504.945 4118.50.14.945 0718.50.24.945 1618.50.34.945 0818.50.44.945 0218.50.54.945 25

通過分析結(jié)果，發(fā)現(xiàn)在偏心處的漏汽量與轉(zhuǎn)子居中的漏汽量幾乎沒有差別，誤差均在允許范圍內(nèi)，說明偏心對蒸汽漏汽量的影響不大，分析造成這一結(jié)果的原因有以下兩點(diǎn)：(1)從計(jì)算漏汽量的經(jīng)驗(yàn)公式的角度分析，雖然偏心導(dǎo)致轉(zhuǎn)子位移引起汽封間隙沿圓周分布不均，但是影響漏汽量的真正因素是間隙面積而非汽封間隙，所以軸封段的漏汽量沒有發(fā)生變化；(2)再從數(shù)值模擬的角度出發(fā)，偏心的數(shù)值模擬所研究的轉(zhuǎn)子位置沒有波動，轉(zhuǎn)子時(shí)刻處在偏心位置處旋轉(zhuǎn)，在同一工況下，轉(zhuǎn)子不會從一個(gè)偏心位置振動到另一個(gè)偏心位置，且不考慮轉(zhuǎn)子自重的影響，所以該工況下的模擬屬于理想模型，最終得出軸封段的漏汽量在轉(zhuǎn)子偏心時(shí)沒有明顯變化。

6 結(jié)論

本文主要開展對超超臨界汽輪機(jī)高壓缸前軸封的漏汽特性的研究，得出以下幾點(diǎn)結(jié)論：

(1)根據(jù)超超臨界汽輪機(jī)高壓缸前軸封的實(shí)際尺寸建立軸封段模型，得出無偏心定轉(zhuǎn)速時(shí)，軸封段漏汽量，并將數(shù)值模擬結(jié)論與理論計(jì)算公式對比，誤差在允許范圍內(nèi)，驗(yàn)證了結(jié)論的正確性。

(2)確定入口段長度后，對汽輪機(jī)軸封段內(nèi)的壓力場和速度場進(jìn)行分析，明確軸封內(nèi)蒸汽的流動特性。

(3)探究除軸封結(jié)構(gòu)外，壓差、偏心和轉(zhuǎn)速對汽輪機(jī)高壓缸前軸封段漏汽量的影響，結(jié)論表明，壓差是影響汽輪機(jī)高壓缸前軸封漏汽量的主要因素。轉(zhuǎn)速和偏心對汽輪機(jī)漏汽量影響較小。