周一飛

（杭州杭發(fā)發(fā)電設(shè)備有限公司，杭州 310018）

0 引言

水輪機(jī)、發(fā)電機(jī)是水力發(fā)電設(shè)備系統(tǒng)中的兩大關(guān)鍵設(shè)備，水輪機(jī)將水的勢(shì)能轉(zhuǎn)化為機(jī)械能，發(fā)電機(jī)將機(jī)械能轉(zhuǎn)變?yōu)殡娔堋?021年是“十四五”規(guī)劃開局之年和碳中和元年，水電清潔能源開發(fā)有著廣闊的發(fā)展前景，水電裝備技術(shù)將進(jìn)一步創(chuàng)新突破，朝著高水頭、高轉(zhuǎn)速、大容量和高可靠性發(fā)展。因此高水頭、高轉(zhuǎn)速和大容量水輪發(fā)電機(jī)組關(guān)鍵技術(shù)的研究：通風(fēng)冷卻系統(tǒng)流場(chǎng)和溫度場(chǎng)耦合的數(shù)據(jù)計(jì)算技術(shù)、高轉(zhuǎn)速、內(nèi)循環(huán)滑動(dòng)軸承多目標(biāo)優(yōu)化技術(shù)、基于遺傳算法的滑動(dòng)軸承優(yōu)化設(shè)計(jì)技術(shù)是目前十分迫切的任務(wù)。

本項(xiàng)目的研究區(qū)別于其他對(duì)高水頭、高轉(zhuǎn)速、大容量水電機(jī)組的研究，采用耦合求解的方法為水輪發(fā)電機(jī)定子尋找了高效、合理的通風(fēng)思路，并借助遺傳算法解決滑動(dòng)軸承的多目標(biāo)優(yōu)化問題，從而推廣電站的低能耗配置。同時(shí)借助有限元對(duì)機(jī)組的穩(wěn)態(tài)性能進(jìn)行分析，較傳統(tǒng)計(jì)算更貼切真實(shí)值。

1 滑動(dòng)軸承流體動(dòng)力潤(rùn)滑分析

1.1 軸承油膜熱流耦合分析

以SFW2-J1000-8/1180型水輪發(fā)電機(jī)組的徑向軸承為研究對(duì)象，油膜模型是按照φ220軸承設(shè)計(jì)圖紙及軸承潤(rùn)滑計(jì)算偏心率數(shù)值建立的，其進(jìn)油口在+Y偏+X軸上方25度，取軸向3mm寬油膜模型作為計(jì)算域，對(duì)油膜進(jìn)行穩(wěn)態(tài)CFD分析，材料采用L-TSA-46油，如圖1所示。

圖1 油膜網(wǎng)格圖

模擬假定油膜為無(wú)限寬，潤(rùn)滑油假設(shè)為不可壓縮，且其各點(diǎn)粘度相等，形成油膜重量假設(shè)為忽略不計(jì)，油膜運(yùn)動(dòng)慣性力忽略不計(jì)，其邊界條件有：

1）壓力進(jìn)口，為保證供油充足進(jìn)油壓力取0.001MPa；

2）壓力出口，取油膜出口面為開口流；

3）邊界流動(dòng)面，取油膜內(nèi)外圓面；

4）流域面，取油膜內(nèi)外圓面；

5）對(duì)稱面，取油膜兩端面；

6）油膜內(nèi)表面應(yīng)施加750r/min的旋轉(zhuǎn)框。

1.1.1 CFD分析計(jì)算

根據(jù)上述基本假設(shè)和給定邊界條件，解算得到軸承油膜的靜壓與溫度分布云圖，如圖2和圖3所示。

圖2 油膜靜壓云圖

圖3 油膜溫度云圖

由上圖可知最高壓力為3.296MPa，油膜溫度區(qū)間為49℃至52.36℃，軸承油膜溫度分布在供油充足情況下，在許用范圍內(nèi)。對(duì)比表1中實(shí)測(cè)油溫結(jié)果和CFD計(jì)算結(jié)果（表中數(shù)據(jù)為實(shí)際溫度）。

表1 軸承油膜溫度對(duì)比

從上述計(jì)算中可看到：通過求解后的壓力場(chǎng)和溫度場(chǎng)分布結(jié)果，在供油充足情況下，進(jìn)油口位置在+Y偏+X軸25度方向，上瓦設(shè)有4mm深周向油槽的軸瓦，設(shè)計(jì)是合理的，油膜容易形成、油膜溫度低。模擬值與實(shí)測(cè)值非常接近，證明了模擬的準(zhǔn)確性及可行性。

1.2 計(jì)入軸頸傾斜的滑動(dòng)軸承流體動(dòng)力潤(rùn)滑分析

實(shí)際情況下，徑向滑動(dòng)軸承工作時(shí)，軸頸多處于傾斜狀態(tài)，在軸承潤(rùn)滑分析中考慮到軸頸傾斜,要獲得軸承壓力分布和靜態(tài)特征，需要進(jìn)行步驟較多的多次迭代和復(fù)雜的循環(huán)求解。通過Reynolds方程使用Matlab編程計(jì)算求解，滑動(dòng)軸承流體動(dòng)力潤(rùn)滑分析計(jì)算流程如圖4所示。

圖4 滑動(dòng)軸承流體動(dòng)力潤(rùn)滑分析計(jì)算流程

1.2.1 仿真潤(rùn)滑分析結(jié)果

1.2.1.1 軸頸不傾斜潤(rùn)滑分析

仿真潤(rùn)滑分析結(jié)果如圖5和圖6。

圖5 油膜厚度分布圖

圖6 油膜壓力分布圖

分析分布圖，得出結(jié)論如下：

1）軸承油膜厚度沿周向展開是余弦函數(shù)，軸承油膜厚度逐漸減小直至最小厚度再逐漸增大，沿軸向厚度均勻不變，整個(gè)油膜只存在一個(gè)楔形。

2）軸承油膜壓力沿周向先增大到達(dá)最大極值后減小，沿整個(gè)周向呈非線性分布。油膜壓力沿軸向呈拋物線分布，整體來(lái)看，油膜壓力最大值位于軸承寬度中央。

1.2.1.2 軸頸傾斜潤(rùn)滑分析(α=0°)

考慮軸頸傾斜方位α=0°時(shí)，不同軸頸傾斜角對(duì)軸承潤(rùn)滑性能的影響。

圖7 軸承在不同軸頸傾斜角時(shí)的油膜厚度和油膜壓力(α=0°)

軸頸傾斜方位α=0°時(shí)，對(duì)比軸頸不傾斜分析，結(jié)論如下：

1）油膜壓力和油膜厚度呈現(xiàn)分布不同情況，兩者分布差異隨傾斜角增加而增大。

2）油膜壓力最大值位置發(fā)生移動(dòng)，移向軸承一端的端部，隨著傾斜角的增加，油膜壓力最大值位置越接近端部。

3）傾斜角增至最大時(shí)，油膜壓力呈現(xiàn)單峰分布，壓力最高值比軸頸不傾斜時(shí)增加了數(shù)倍。

1.2.1.3 軸頸傾斜潤(rùn)滑分析（α=90°）

考慮軸頸傾斜方位α=90°時(shí)，不同軸頸傾斜角對(duì)軸承潤(rùn)滑性能的影響。

圖8 軸承在不同軸頸傾斜角時(shí)的油膜厚度和油膜壓力(α=90°)

軸頸傾斜方位α=90°時(shí)，對(duì)比軸頸不傾斜分析，結(jié)論如下：

1）油膜壓力分布狀況發(fā)生了明顯變化：傾斜角增加，油膜壓力隨傾斜角增大而向兩端端部移動(dòng)，當(dāng)傾斜角增大到最大值時(shí)，油膜壓力分布出現(xiàn)雙峰，且壓力值也成倍增加。

2）油膜厚度分布狀況發(fā)生了改變：軸頸傾斜時(shí)，油膜厚度值各不相同，呈現(xiàn)最小油膜厚度，位置在軸承一端的端部，最小油膜厚度值隨軸頸傾斜角增大而減小。

1.3 基于通用膜厚的動(dòng)壓軸承形狀優(yōu)化

1.3.1 優(yōu)化模型

動(dòng)壓軸承的形狀優(yōu)化模型可用如式(1)所示：

基于軟件MATLAB語(yǔ)言結(jié)合編程，對(duì)動(dòng)壓軸承的形狀優(yōu)化模型進(jìn)行求解。MATLAB PDE有限元數(shù)值求解框圖如圖9所示。

圖9 MATLAB PDE有限元數(shù)值求解框圖

上述動(dòng)壓軸承膜厚泛函方程采用遺傳算法、MATLAB求解優(yōu)化模型，以動(dòng)壓軸承獲得承壓最大的優(yōu)化結(jié)果和軸承型線函數(shù)為目標(biāo)。

1.3.2 優(yōu)化分析

設(shè)l/d=1和Tol=10-2，計(jì)算n取1,2,3時(shí)的值，承載力和設(shè)計(jì)變量如表2所示。

表2 不同級(jí)數(shù)n對(duì)應(yīng)的優(yōu)化結(jié)果

從表2中看出，n值越大，優(yōu)化結(jié)果越好，但n值不宜取太大，否則計(jì)算量過大。通過采用逐步逼近法確定n值，使無(wú)窮級(jí)數(shù)變?yōu)榭纱_定值。由計(jì)算結(jié)果對(duì)比可知，n=2時(shí)迭代已收斂，n繼續(xù)增大時(shí)優(yōu)化效果越來(lái)越不明顯。

圖10顯示了選用不同的級(jí)數(shù)n所優(yōu)化的軸承型線圖。藍(lán)色實(shí)線為原圓軸承輪廓線，不同顏色虛線分別表示不同級(jí)數(shù)n下的優(yōu)化型線輪廓，相比于原先的圓軸承，優(yōu)化后的軸承形狀為近圓形。

圖10 軸承型線截面圖

不同級(jí)數(shù)對(duì)應(yīng)的軸承型線沿周向的展開如圖11所示，不同級(jí)數(shù)對(duì)應(yīng)的型線均僅有一個(gè)楔形收斂區(qū)，且軸承的總承載力較高。

圖11 軸承型線展開圖

根據(jù)圖12不同級(jí)數(shù)n對(duì)應(yīng)的軸承壓力分布圖可以看出，由于不同級(jí)數(shù)n所優(yōu)化的軸承型線不同，軸承油楔形狀也不同，使無(wú)量綱壓力分布及最大比壓力值也不同，n=2時(shí)的無(wú)量綱壓力大于n=1時(shí)的值，說明級(jí)數(shù)為2時(shí)的軸承最大承載力最優(yōu)。

圖12 當(dāng)級(jí)數(shù)n分別為1和2時(shí)對(duì)應(yīng)的比壓分布圖

綜上，通過優(yōu)化，軸承的最大承載力提高了8.7%，確保形狀全局優(yōu)化、軸承承載穩(wěn)定、機(jī)組運(yùn)行安全可靠。

2 通風(fēng)冷卻系統(tǒng)結(jié)構(gòu)的計(jì)算機(jī)流場(chǎng)分析

以SFW-J5000-4/1480型水輪發(fā)電機(jī)通風(fēng)系統(tǒng)為例如圖13所示，根據(jù)電站實(shí)測(cè)數(shù)據(jù)來(lái)看，這臺(tái)發(fā)電機(jī)的風(fēng)量過大，故對(duì)該機(jī)型通風(fēng)系統(tǒng)進(jìn)行優(yōu)化設(shè)計(jì)，使用NX THERMAL/FLOW進(jìn)行有限元分析。

圖13 1/2通風(fēng)系統(tǒng)流體域模型

2.1 通風(fēng)系統(tǒng)仿真的邊界條件

1）進(jìn)出口為開口流。

2）模型1/2對(duì)稱處設(shè)為對(duì)稱面。

3）定轉(zhuǎn)子空氣域網(wǎng)格。

4）空氣流動(dòng)面；壁摩擦設(shè)為光滑-有摩擦，無(wú)滑動(dòng)壁。

5）移動(dòng)旋轉(zhuǎn)框旋轉(zhuǎn)轉(zhuǎn)速為額定轉(zhuǎn)速1500r/min。

2.2 有限元解算結(jié)果

模擬結(jié)果進(jìn)出口平均風(fēng)速分別為4.78m/s、2.47m/s；進(jìn)出口面積分別為：0.4m2、0.78m2。那么，進(jìn)出口風(fēng)量分別為：1.91m3/s、1.93m3/s。進(jìn)出口風(fēng)量差別很小，說明通風(fēng)系統(tǒng)內(nèi)部空氣流動(dòng)比較流暢，但端部冷卻較果不是太好。從放大圖看，端部風(fēng)速與鐵心中心風(fēng)速有明顯差別，而且有旋渦現(xiàn)象。定子鐵心軸向風(fēng)速分布如圖14所示，可看出端部風(fēng)速比鐵心風(fēng)速小很多，鐵心段風(fēng)速比較均勻。

圖14 通風(fēng)系統(tǒng)流線圖

電機(jī)損耗所需散熱量為109kW,通風(fēng)系統(tǒng)所需用風(fēng)量為2.02(m3/s),電站實(shí)測(cè)風(fēng)量進(jìn)口為2.86m3/s，出口風(fēng)量為2.55m3/s。由此看來(lái)裕量是很大的，有必要進(jìn)行優(yōu)化。

發(fā)電機(jī)通風(fēng)系統(tǒng)目的是有效的帶走電機(jī)中損耗熱量，使電機(jī)運(yùn)行在允許的溫度范圍內(nèi)。從單位流量的通風(fēng)損耗減小及結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單、運(yùn)行可靠、維護(hù)加工方便方面考慮，將風(fēng)扇葉片數(shù)減少為三個(gè)，模擬結(jié)果得進(jìn)出口風(fēng)量分別為：1.98m3/s、1.99m3/s。

通風(fēng)系統(tǒng)不同結(jié)構(gòu)時(shí)的模擬風(fēng)量與實(shí)測(cè)風(fēng)量比對(duì)如表3所示。

表3 模擬與實(shí)測(cè)通風(fēng)量對(duì)比表

由上表數(shù)據(jù)看出如果在有空冷器情況下，通過對(duì)風(fēng)扇結(jié)構(gòu)的重新設(shè)計(jì)，使得通風(fēng)系統(tǒng)結(jié)構(gòu)更簡(jiǎn)潔，風(fēng)量增加，且3個(gè)風(fēng)扇葉比9個(gè)風(fēng)扇葉端部散熱性更好。

3 高效穩(wěn)定轉(zhuǎn)輪的設(shè)計(jì)分析

本項(xiàng)目以公司某水輪機(jī)產(chǎn)品為例進(jìn)行內(nèi)部流體流動(dòng)狀況研究，基于UGSNX平臺(tái)，對(duì)水輪機(jī)各部件的過流區(qū)域建模，基于ICEM對(duì)各幾何模型進(jìn)行網(wǎng)格劃分，基于FLUENT進(jìn)行數(shù)值計(jì)算。為觀測(cè)尾水管流域存在的非穩(wěn)態(tài)的壓力脈動(dòng)現(xiàn)象，釆用非穩(wěn)態(tài)模型研究尾水管流域的流動(dòng)變化，分析水輪機(jī)內(nèi)流道的流動(dòng)狀況，為后續(xù)結(jié)合實(shí)際水輪機(jī)運(yùn)行狀況作前期的測(cè)試與探索。

3.1 混流式水輪機(jī)全流道幾何模型的建立與網(wǎng)格劃分

本次研究基于UGS NX平臺(tái)，各過流部件三維建模，獲得的流場(chǎng)域。再使用ICEM對(duì)模型進(jìn)行網(wǎng)格劃分如圖15所示。

圖15 混流式水輪機(jī)網(wǎng)格

3.2 全流道非穩(wěn)態(tài)數(shù)值模擬研究

水輪機(jī)在運(yùn)行過程中，流體運(yùn)動(dòng)在固體邊界會(huì)存在變形情況，本項(xiàng)目基于滑移網(wǎng)格（Sliding Mesh）模型，進(jìn)行全流道非穩(wěn)態(tài)數(shù)值模擬，重點(diǎn)對(duì)尾水管直管段流域流體的瞬時(shí)變化狀況進(jìn)行研究與分析。

3.2.1 計(jì)算結(jié)果分析

3.2.1.1 最優(yōu)開度

在尾水管入口處安裝2個(gè)監(jiān)測(cè)點(diǎn)A點(diǎn)和B點(diǎn)，如圖16所示。

圖16 尾水管壓力監(jiān)測(cè)點(diǎn)公分布圖

A點(diǎn)：監(jiān)測(cè)測(cè)量尾水管入口段壁面壓力。

B點(diǎn)：監(jiān)測(cè)測(cè)量錐管段中心軸附近壓力。點(diǎn)錐

初次采用最優(yōu)開度進(jìn)行計(jì)算，分析測(cè)得的壓力脈動(dòng)曲線可知A點(diǎn)處壓力隨時(shí)間變化相對(duì)穩(wěn)定，如圖17所示，根據(jù)流體跡線未發(fā)現(xiàn)明顯漩渦。壓力脈動(dòng)的賦值也比較小，看不出渦動(dòng)，機(jī)組運(yùn)行狀態(tài)良好。

圖17 壓力脈動(dòng)檢測(cè)圖

3.2.1.2 非最優(yōu)開度

當(dāng)開度在5～13范圍時(shí)監(jiān)測(cè)點(diǎn)均監(jiān)測(cè)出壓力脈動(dòng)，以開度8為例模擬結(jié)果，如圖18所示。

圖18 觀測(cè)點(diǎn)B壓力變化圖

結(jié)果顯示，約在0.2s后，上游旋轉(zhuǎn)流開始對(duì)尾水管直管段流場(chǎng)產(chǎn)生影響，B點(diǎn)處壓力隨時(shí)間發(fā)生顯著波動(dòng)，幅度與周期均有明顯變化，由此可知，尾水管的流場(chǎng)存在著強(qiáng)烈的擾動(dòng)。

獲取一橫截面的壓力隨時(shí)間變化分布圖，如圖19所示，受轉(zhuǎn)輪旋轉(zhuǎn)影響，存在渦動(dòng)，各截面分析如下：

圖19 尾水直錐管四個(gè)截面壓力分布圖

1）全時(shí)間段內(nèi)截面中心出現(xiàn)大小不同的低壓區(qū)。

2）低壓區(qū)均為偏心旋轉(zhuǎn)。

3）壓力偏心旋轉(zhuǎn)有一定的相位差。

綜上所述，通過上述分析方法，獲得尾水管入口處的壓力變化和分布情況，直觀地顯示出壓力脈動(dòng)是導(dǎo)致尾水管振動(dòng)的直接原因。減小甚至消除水輪機(jī)尾水管內(nèi)壓力脈動(dòng)是避免機(jī)組運(yùn)行時(shí)發(fā)生低頻共振的重要手段。

4 結(jié)語(yǔ)

本項(xiàng)目對(duì)高轉(zhuǎn)速、大容量水輪發(fā)電機(jī)組的這幾項(xiàng)關(guān)鍵技術(shù)的研究取得了突破性研究成果。首先，采用熱流耦合計(jì)算高速軸承運(yùn)作產(chǎn)生的溫度場(chǎng)，預(yù)測(cè)軸承油膜是否失效，并且用泛函數(shù)形狀優(yōu)化對(duì)軸承進(jìn)行優(yōu)化。其次，通過對(duì)通風(fēng)冷卻系統(tǒng)結(jié)構(gòu)的計(jì)算及流場(chǎng)分析，有效地控制高轉(zhuǎn)速工況下電機(jī)的溫度。最后，通過分析不同導(dǎo)葉開度下引起的尾水管壓力脈動(dòng)情況，避免整機(jī)發(fā)生低頻共振。這些研究成果對(duì)以后對(duì)高轉(zhuǎn)速、大容量水輪發(fā)電機(jī)組的探索與研究提供了理論依據(jù)。