汽輪發電機轉子端部及槽內繞組溫升

路義萍 陰文豪 韓家德 李偉力 李俊亭 曹 文 靳慧勇

（1. 哈爾濱理工大學機械動力學院 哈爾濱 150080）（2. 哈爾濱電機廠有限責任公司 哈爾濱 150040）

1 引言

電機最高溫升直接影響電機運行可靠性，電機轉子通風及溫升研究始終是國內外研究熱點[1-6]。國內電機溫升研究大多采用有限元法等方法。運用有限體積法[7-8]，且針對汽輪發電機轉子溫升研究較少，而且所選取的物理模型無法得出轉子較完整的軸向溫度分布規律。有限體積法的主要優點是計算域內部流體與壁面交界處的對流傳熱系數采用場耦合計算得到，不需采用經驗公式計算。為了準確分析轉子溫升，考慮轉子軸向對稱通風結構特點，在轉子半軸向段通風道空氣量分配研究的基礎上，首次建立轉子端部、半軸向段本體及繞組的三維傳熱及紊流物理模型，結合工程實際確定邊界條件，利用基于有限體積法的 CFD軟件 Fluent分析端部繞組、本體軸向通風段繞組及徑向副槽通風段繞組的溫度分布特點，并據此調整通風結構，得到較理想的轉子通風結構。該計算方法及結論有益于大型電機轉子通風冷卻設計。

2 轉子通風結構特點

某大型空冷汽輪發電機采用兩端通風方式冷卻，其中轉子通風示意圖如圖1所示。空氣經風扇進入轉子區域，部分空氣經斜副槽，軸向流入本體中部，進入雙排徑向通風孔，內部徑向冷卻轉子繞組后，從槽楔出風孔流入氣隙；部分空氣經轉子端部通風道分為兩路：一部分經轉子端部進風孔冷卻端部繞組，由線圈極中心線處的轉子本體大齒上的通風槽排出；一部分經軸向進風孔進入本體，軸徑向內部冷卻本體前端槽內繞組，并從槽楔出風孔流入氣隙。

圖1 轉子區域通風結構示意圖Fig.1 Ventilation schematic diagram of rotor region

3 物理模型

某大型空冷汽輪發電機轉子冷卻通風包括轉子端部通風、槽內軸向通風及徑向副槽通風三部分。考慮轉子沿環向周期性開槽及兩端對稱通風的特點，取其端部繞組最長的單個線圈（第8號線圈）為研究對象，分別建立端部繞組、整齒整槽半軸向段本體及繞組物理模型。端部物理模型除繞組內部空氣冷卻外，還包括繞組兩側及繞組與轉軸間空氣外部冷卻，并布置有軸向擋塊及扇形絕緣擋塊（端部進風孔與軸向進風孔位于靠近本體端一側）；本體槽內通風冷卻包括軸向通風及徑向副槽通風兩部分，在轉子半軸向段，軸向通風末端布置6排單徑向通風孔，副槽通風段布置29排雙徑向通風孔。空氣經位于端部的軸向進風孔進入本體軸向通風段，以及經副槽進入副槽通風段，經各自通風孔內部冷卻轉子本體及繞組后，從槽楔出風孔流入氣隙。半軸向段本體及繞組局部物理模型如圖2所示，端部物理模型如圖3所示，其中該模型z坐標軸零點建立在軸向通風與徑向副槽通風的交界面上，y坐標零點位于轉軸截面圓心。為便于分析，對槽內頂部楔下墊條到槽底墊條間的繞組標號分別為1～12。

圖2 轉子本體局部結構示意圖Fig.2 Local structure schematic diagram of rotor body

圖3 轉子端部模型溫度分布云圖Fig.3 Contour of the temperature distribution of the rotor end model

4 數學模型及邊界條件

電機內流體為不可壓縮流體，空氣流動處于紊流狀態。在旋轉參考坐標系下，建立包括能量守恒方程的流動與傳熱控制方程[7,9]，湍流控制方程采用RNGk-ε兩方程形式。在計算過程中，材料物性參數為常數，即20℃時的數值。其中，匝間絕緣材料、銅線的熱導率λ分別為 0.16（W/（m·K）、387.6（W/（m·K））；槽楔及本體材料的熱導率分別202.4（W/（m·K））和 31.8（W/（m·K））。

以轉子多風路通風道空氣流量分配計算（邊界條件：轉子風道入口壓力5000Pa，所有出風孔的表壓力為零）結果為已知條件，轉子端部模型入口采用速度入口邊界條件，入口空氣流量為0.2994kg/s，結合模型入口面積0.0316m2，求得入口空氣速度為7.73m/s，入口空氣溫度采用50℃；為保證流量不變，端部各出口邊界采用各自質量分數的出流邊界；本體端面為端部物理模型與本體物理模型的交界面，端部各軸向出口與本體段各入口相同，均為副槽入口及軸向通風口，空氣流速與溫度保持一致；本體段齒部兩側面采用周期性邊界；副槽軸向中心截面采用對稱邊界；各槽楔出風口采用對應空氣流量計算的質量分數的出流邊界。轉子氣隙表面采用對流耦合邊界，由于氣隙不在計算域內，轉子外表面散熱系數按經驗公式[10]計算得299.83(W/(m2·K))。在空氣通道內，所有內部流體與壁面交界處均采用耦合對流邊界。端部所有外表面采用絕熱邊界條件，計算結果偏于安全。轉子端部繞組熱源主要來自線圈銅耗，計算得轉子銅線圈的熱源強度為557 796.33W/m3，本體段除銅耗外，還包括轉子表面雜散損耗，計算得分布在轉子齒部的熱源強度為53 070W/m3。

網格劃分考慮了近壁面處理方法，滿足壁面函數要求。方程組采用分離、隱式求解，針對旋轉流動，壓力速度耦合選用 SIMPLEC算法，其他方程離散采用二階迎風格式，獲得穩定收斂解。

5 計算結果分析

5.1 轉子端部溫度場分析

端部繞組冷卻主要通過通風孔內部冷卻及繞組間空氣外部冷卻。圖3為轉子端部繞組及外部冷卻空氣溫度分布，從端部直線段到弧段中心，繞組溫度逐漸增大，在弧段中心頂匝繞組靠近中心環附近區域，溫度最大值達到130.3℃，該溫度超出了轉子峰值溫度工程允許范圍，所以需改進轉子端部通風結構，使進入端部的空氣量增加，降低轉子端部高溫。沿端部線圈長度方向最大溫差也出現在頂匝區域，弧段繞組沿圓周方向最大溫差約30℃，相同軸向位置繞組間的徑向溫差約 2℃。冷空氣進入端部通風孔后，沿著流動方向，空氣溫度升高，從端部弧段出口流出空氣的溫度約 107℃。由于扇形絕緣擋塊及風區擋板的布置，從端部入口進來的冷空氣不能對弧段高溫區繞組進行外部冷卻，擋塊兩側的空氣及繞組溫度差較顯著。繞組與轉軸間空氣沿軸向溫度變化不大，進入副槽的空氣溫度約 51.3℃，軸向溫差為1.3℃。部分空氣經軸向進風孔進入本體，端面處各通風孔空氣平均溫度在54.8～58.3℃。

5.2 轉子本體溫度場分析

圖4為轉子8號線圈半軸向段空氣流量分配計算結果，從本體端部到副槽軸向中心，其中橫坐標1～6代表軸徑向通風段槽楔出風孔，其余為副槽通風段各槽楔出風孔。由圖可知，軸向通風段第4個槽楔出風孔的流量最大；副槽通風段，隨著空氣的軸向流動各槽楔出風孔的空氣量逐漸增大，在副槽中心區域空氣量達到最大值，與理論分析相一致。計算時，空氣從端部流入本體時溫度及流速保持連續性，以空氣量計算結果為邊界條件，得出轉子本體半軸向段溫度分布。

圖4 8號線圈各槽楔出風孔空氣質量流量分布Fig.4 Air mass flow rate distribution of each wedge outlet of No.8 coil

由計算得出，轉子本體半軸向段最高溫度約114℃，最高溫度區域出現在軸向通風段第3～4排徑向通風孔間第2匝繞組區域。圖5給出了本體半軸向段徑向不同匝繞組的軸向最大溫差。由圖可知，1～3匝軸向最大溫差基本相同，第3匝繞組軸向溫差最大為29.95℃；其他每匝繞組的軸向溫差隨著旋轉半徑的增大而逐漸增大，但溫差梯度逐漸減小。

圖6為本體半軸向段軸向通風及徑向副槽通風區域，徑向不同匝繞組沿軸向溫度分布特點，圖中數字分別代表繞組匝號；橫坐標表示從本體端部到副槽中心軸向長度區域，其中z3左側表示軸向通風段，z3右側表示徑向副槽通風段。由圖6可知，在軸向通風段，沿軸向流動方向，由于空氣溫度升高，傳熱溫差變小，導致繞組溫度不斷升高，由于槽內線圈為銅，導溫系數大，軸向熱擴散能力非常強，溫度趨近一致能力強，使最高溫度沒有出現在空氣流量最小處。因為軸向溫差不同，每匝繞組的軸向最高溫度并不在軸向同一位置處。第1～5匝繞組相同軸向位置的徑向溫差較小，從第6～12匝，繞組徑向溫差加大。軸向通風段6個槽楔出風口的空氣平均溫度為93.8℃，各槽楔出風口空氣溫度距平均值的偏差范圍為-4.9～1.7℃。在徑向副槽通風段，隨著副槽內空氣軸向流動，軸向繞組溫度逐漸減小，與理論分析一致。副槽通風段的軸向溫差較軸向通風段小，其最大溫差約 15℃；徑向最大溫差約25℃。副槽通風段各槽楔出風口的空氣平均溫度為78.5℃，各槽楔出風口空氣溫度距平均值的偏差范圍為-1.7～5.6℃。由上述分析可知，軸向通風段出口熱空氣溫度偏高，應采用增加副槽通風長度的方法縮短軸向風路。

圖5 本體半軸向段各匝繞組沿軸向最大溫差Fig.5 Maximum axial temperature difference of each winding among the half axial segment of rotor body

圖6 本體半軸向段繞組軸向溫度分布Fig.6 Axial temperature distribution of windings among the half length of the rotor body

5.3 轉子通風結構改進后溫度分析

以上分析說明，初始方案下端部供風量太少，軸向通風段較長；為此，經多次通風設計及計算，增加副槽通風段的長度，半軸向副槽通風段布置40排徑向通風孔，相應減小軸向通風段的長度，降低該段出口的熱空氣溫度，提高傳熱溫差；另外，沿程阻力減小，進風量將增大，傳熱系數也將增加，有利于降低繞組溫度；同時，把端部進風孔向風扇側前移，使空氣流入端部進風孔的沿程最短；采用前面敘述的溫度場研究方法，得到轉子端部（如圖7所示）及本體段的溫度分布（如圖8所示）。由圖7可知，轉子端部的最高溫度降低約114℃，該溫度值在工程允許范圍內，弧段繞組沿長度方向最大溫差減小約24℃。端部出風口空氣平均溫度約86℃，在本體端面處各軸向通風孔的空氣平均溫度在59.4～64.7℃范圍內。本體段繞組最高溫度為106℃，如圖8所示，軸向最大溫差約22℃，主要體現在第2匝繞組軸向通風段，未超出工程允許溫度范圍，均較轉子初始通風結構有較大改善。由圖8可知，本體段齒部高溫也出現在軸向通風段，隨著空氣軸向流動，副槽內空氣流速不斷減小，對流換熱系數減小，副槽兩側的齒部溫度逐漸增大。軸向通風段從各槽楔出風孔流入氣隙的熱空氣平均溫度為82.4℃，副槽通風段從各槽楔出風孔流入氣隙的熱空氣平均溫度為75.5℃。與初始結構相比，軸向通風段各出風孔流出的熱空氣溫度有較明顯降低。

圖7 轉子端部溫度分布云圖Fig.7 Contour of the temperature distribution of the rotor end

圖8 轉子本體段溫度分布云圖Fig.8 Contour of the temperature distribution of the rotor body

5.4 轉子溫度場數值模擬方法評價

目前，由于非線性偏微分方程求解困難，獲得轉子內旋轉流場與溫度場及給定邊界條件的方程組的分析解是不可能的，關于 CFD商業軟件 Fluent應用于電機溫度場計算的準確性研究國內外均有報道，本文在前期[7]三維局部物理模型溫度場計算方法并采用實驗數據驗證基礎上，進一步將物理模型向完整化發展，考慮目前普通計算機的計算能力，針對所研究的電機轉子8號線圈分別建立端部、半軸向本體段的三維傳熱及紊流計算模型，彌補了以往三維溫度場計算基本沒有考慮繞組軸向導熱的缺陷，由于模型交界面位置距端部及本體溫度峰值位置較遠，交界面處導熱對溫度分布的影響較小，兩模型交界面繞組存在小于5°的誤差，因此由8號線圈整體分為兩段引起的計算誤差較小；端部外表面絕熱假設條件下計算出的最高溫度將高于實際數值。總體而言，本方法考慮了轉子本體的軸向導熱，能預測軸向不同位置處的三維溫度分布，計算結果較理想，可為大容量發電機研發提供參考。

6 結論

本文給出了某空冷汽輪發電機多風路轉子溫度分布的CFD物理模型及邊界條件，考慮了轉子本體的軸向導熱，預測了實際運行工況下轉子端部、本體段繞組的三維溫度分布、峰值溫度及軸向溫差，指出初始通風結構下的峰值溫度超出允許溫度范圍；經調整軸向通風長度及端部進風孔位置，得到較理想的轉子通風結構下的轉子端部及轉子本體半軸向段溫度分布，轉子端部最高溫約 114℃，轉子本體半軸向段最高溫度約 106℃，轉子最高溫度在允許溫度范圍內。本文通過實際工況下轉子溫度場計算為轉子通風設計及優化提供參考。

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