低密度下氦氣透平壓氣機組高速機械性能試驗熱工特性研究

葉 萍，丁 超，楊小勇，王 捷

（1.清華大學 核能與新能源技術研究院，先進核能技術協(xié)同創(chuàng)新中心，北京 100084；2.環(huán)境保護部 核與輻射安全中心，北京 100081）

模塊式高溫氣冷堆具有第4 代反應堆特征，有廣闊的應用前景［1］。將閉式氦氣透平循環(huán)與高溫氣冷堆結合成高溫氣冷堆氦氣透平發(fā)電系統(tǒng)，能充分利用高溫氣冷堆的高溫潛力，提高發(fā)電效率，是未來高溫氣冷堆發(fā)電技術的潛在發(fā)展方向之一。

氦氣透平壓氣機組是高溫氣冷堆氦氣透平發(fā)電系統(tǒng)的核心部件，在驅動發(fā)電機發(fā)電的同時，為氦氣循環(huán)提供動力。目前，世界上還沒有實際與反應堆連接運行的氦氣透平壓氣機組；俄國、美國、日本等對其進行的大量研究多集中在設計和比例試驗方面［2］。自20世紀90年代以來，PBMR、GTHTR300、GT-MHR 等 的 新一代反應堆都采用單軸氦氣透平壓氣機組設計，其中只有GT-MHR為立式布置，額定轉速依次為6 000、3 600和4 400r／min，但都未研制出全尺寸樣機或進行全尺寸樣機的整機試驗［2］。

在10 MW 高溫氣冷堆（HTR-10）研制成功的基礎上，清華大學核能與新能源技術研究院對10 MW 高溫氣冷堆氦氣透平發(fā)電系統(tǒng)（HTR-10GT）進行了深入研究，完成了氦氣透平壓氣機組的設計和全尺寸樣機研制。該氦氣透平壓氣機組為多級軸流式，立式布置，轉子長約3.85m，額定轉速為15 000r／min。在國際上尚無容量相當、結構相似的機組，突破了大型立式機組的轉速范圍和結構型式。與燃氣輪機相比，該氦氣透平壓氣機組的級數(shù)多，機組轉子長度長，由無潤滑、非接觸的高速重載電磁軸承支承，額定轉速超過機組轉子二階彎曲臨界，技術挑戰(zhàn)很大。因此，必須對其進行系統(tǒng)可靠性試驗，尤其是全尺寸樣機的高速機械性能試驗驗證，以考驗機組整機的制造質(zhì)量，檢驗機組運行的穩(wěn)定性與可靠性，并根據(jù)試驗數(shù)據(jù)對氣體透平的開發(fā)進行相應的調(diào)整［3］。

目前國際上只有美國、法國等少數(shù)幾個國家建有大型燃氣輪機試車臺［4］，近幾年來，哈爾濱電站集團、東方汽輪機廠等都建設了重型燃氣輪機試驗平臺，并進行了相應試驗研究［5-6］。鄧旺群等［7］在高速旋轉試驗器上對航空發(fā)動機動力渦輪轉子的動力特性進行了試驗研究。因此需要為氦氣透平壓氣機組設計相應的試驗臺架，將透平、高壓壓氣機、低壓壓氣機一體化裝配，由電機帶動機組，進行各種轉速（包括額定轉速、最高轉速）下的空載機械運轉，從而為系統(tǒng)與反應堆等熱源連接進行熱態(tài)試驗進而上堆運行奠定基礎。

由于轉速高、葉片密，如果直接在大氣開放環(huán)境下開展高速機械運轉試驗，鼓風損失極大，所需高速電機功率接近22 MW。而目前高速電機功率有限，無法滿足試驗需求。因此，本文提出一種在密閉空間內(nèi)低密度下進行氦氣透平壓氣機組高速機械性能試驗的方案，并進行相應論證。

1 高速機械運轉試驗系統(tǒng)初步設計

由于透平壓氣機組的旋轉阻力與氣體密度呈一定比例關系，可用壓力殼承納整個試驗裝置，通過抽真空降低氣體密度的方法來降低旋轉阻力。在此條件下，可能存在合適功率的高速電機能夠拖動透平壓氣機組完成高速機械旋轉試驗。設計的高速機械運轉試驗系統(tǒng)（圖1）由壓力殼、氦氣透平壓氣機組、電磁軸承、高速電機和儀控系統(tǒng)組成。氦氣由透平壓氣機組底部的入口進入，由透平壓氣機組旋轉產(chǎn)生的壓頭帶動，高速流過低壓壓氣機、高壓壓氣機和透平內(nèi)部，被加熱后流入壓力殼內(nèi)的大空間。部分氦氣繼續(xù)流過電機內(nèi)外，冷卻發(fā)熱的電機。所有的熱量最終通過壓力殼散出。但氣體的對流換熱能力會隨密度的降低而減弱，而電機的絕緣存在溫度限制，如果散熱能力不足導致絕緣超溫，可能會造成絕緣擊穿，甚至燒毀機組。因此，需研究壓力殼內(nèi)氣體密度變化對透平壓氣機組功率和電機處溫度分布的影響，確保既有合適功率的高速電機可用，又能保證符合電機絕緣溫度限值，確保系統(tǒng)安全運行。

圖1 高速機械性能試驗系統(tǒng)模型Fig.1 Model of high speed mechanicalperformance test system

2 電機內(nèi)部一維溫度場模型

在電機的絕緣溫度限制中，定子溫度最高為112 ℃，轉子溫度最高為130 ℃。如圖2所示，可將電機內(nèi)的熱傳導過程視為具有內(nèi)熱源的圓柱體導熱問題，對電機建立一維徑向微分導熱方程，有：

圖2 電機內(nèi)部一維溫度場模型Fig.2 One-dimensional temperature profile model for inner motor

由于轉子、氣隙、定子內(nèi)部的發(fā)熱源、材料導熱系數(shù)不同，它們各自的邊界條件如式（2）～（6）所示。其中：腳標r表示轉子部分，g表示氣隙部分，s表示定子部分；界面1、2分別為氣隙與轉子、氣隙與定子內(nèi)緣的界面，界面3為定子的外緣面，與其對應的半徑依次為r1、r2、r3。并將氣隙等效為考慮兩個界面對流換熱的導熱熱阻，有：

轉子：

氣隙：

定子：

式（2）～（6）中，變量主要包括電機內(nèi)熱源qVr、qVg、qVs，電機外側氣流溫度Tf，對流換熱系數(shù)α以及T1、T2、T3。密度ρ變化會導致透平壓氣機組的發(fā)熱功率q以及Tf的變化。電機發(fā)熱包括電磁損耗和風摩損耗，風摩損耗與ρ有關。α 則與系統(tǒng)的速度場相關。因此，對系統(tǒng)內(nèi)各部件進行熱工特性分析，計算出系統(tǒng)流場，即可逐一解出上述變量，從而獲得電機溫度場，最終確定電機是否在安全范圍內(nèi)運行。

3 試驗系統(tǒng)初步熱工特性分析

試驗系統(tǒng)的散熱主要通過對流換熱和熱輻射進行，發(fā)熱主要來自氦氣透平壓氣機組中的鼓風損失、電氣部件的電磁損耗和風摩損耗發(fā)熱。如果系統(tǒng)密度過高，則會導致電機耗功增大，鼓風損失太大，從而造成整個系統(tǒng)內(nèi)的溫度上升，電機溫度可能超過安全限制。如果系統(tǒng)密度過低，則可能導致散熱不及時，也可能造成電機超溫。因此，需要選取并確定一個密度范圍，以選用合適功率的電機，同時保證系統(tǒng)的散熱能力大于發(fā)熱能力。

3.1 透平壓氣機組發(fā)熱特性分析

在之前的工程試驗中，尚無準確計算透平壓氣機組空載運行發(fā)熱的模型。在高速空載運行條件下，透平壓氣機組的耗功全部轉換為熱量，因此計算出透平壓氣機組的耗功，再結合密閉容器的散熱分析，便能獲得式（6）中的電機外側氣流溫度Tf。

1）透平壓氣機特性曲線擬合法

2）計算結果

在計算中，假設氣流在低壓壓氣機、高壓壓氣機以及透平機間無能量損失，保持溫度與壓力不變。由于已知低壓壓氣機、高壓氣機與透平機的工作參數(shù)，采用迭代檢驗計算的方式，得到透平壓氣機組的運行工況。代入不同入口溫度、壓力參數(shù)，可得到機組質(zhì)量流量定義域內(nèi)所有流量下的功率。計算結果如圖3所示，透平壓氣機的發(fā)熱量與系統(tǒng)的壓力呈正比，也與質(zhì)量流量即氦氣密度呈正比。計算結果表明，低壓壓氣機處于正常設計點附近工作，高壓壓氣機工作在超設計流量位置，透平機處于遠低于設計流量的工作狀態(tài)。

圖3 不同系統(tǒng)壓力下流量-發(fā)熱量關系Fig.3 Relationship between flow rate and heat under different system pressures

3.2 電氣部件發(fā)熱分析

如式（1）所示，電氣部件的發(fā)熱功率是電機內(nèi)溫度場的內(nèi)熱源，極大地影響著系統(tǒng)的溫度分布。系統(tǒng)中的電氣部件主要包括電機和電磁軸承，其損耗發(fā)熱主要包括鐵損、銅損和風摩損耗。

鐵損包括轉子的鐵損和定子的鐵損。轉子的鐵損PFe包括磁滯損耗和渦流損耗。磁滯又包括由交變磁場產(chǎn)生的交變磁滯和由旋轉磁場產(chǎn)生的旋轉磁滯，根據(jù)文獻［11-12］公式進行計算。由于磁滯損耗與頻率f 呈正比，而渦流損耗與頻率f 的高階指數(shù)呈正比，當轉速很高時，磁滯損耗占的比例較小，忽略不計。按照Bertotti鐵耗分立計算模型［13］計算定子發(fā)熱，根據(jù)焦耳-楞次定律計算銅耗，根據(jù)文獻［14］進行電機的風摩損耗計算。

3.3 二維流場數(shù)值模擬

為得到式（6）中的α，必須獲得壓力殼內(nèi)速度場，本文采用FLUENT 對高速機械性能試驗系統(tǒng)的流場進行了二維數(shù)值模擬。圖4所示的溫度場模擬結果表明，壓力殼內(nèi)的溫度從下向上升高；速度場模擬結果表明，氦氣從透平壓氣機組出口流出后，在壓力殼內(nèi)產(chǎn)生大空間的循環(huán)流動，在透平壓氣機與電機外圍分別產(chǎn)生渦流，增強了換熱效果。

圖4 溫度場及速度場分布Fig.4 Temperature and velocity distributions

4 密閉容器壁面散熱分析

根據(jù)簡化系統(tǒng)的原則，在系統(tǒng)內(nèi)不設冷卻器，系統(tǒng)通過密閉容器的壁面向周圍環(huán)境散熱。該方案也是偏保守的設計。其溫度場模型為：

式中，Tw為壁面溫度。

5 密度對電機絕緣最高溫度的影響分析

5.1 電機內(nèi)溫度分布

聯(lián)立上述方程，可得到如圖5所示的電機內(nèi)溫度分布。研究表明，定子內(nèi)緣是絕緣線圈的最高溫度點位置，是系統(tǒng)的溫度限制條件。保持電機定子外圍的溫度在52℃以下，即可約束定子內(nèi)緣溫度低于溫度限值，保證役前試驗系統(tǒng)的安全運行。

圖5 電機內(nèi)溫度分布Fig.5 Temperature distribution of inner motor

5.2 密度影響分析

在高速機械性能試驗中，合理地調(diào)節(jié)系統(tǒng)壓力以調(diào)節(jié)氦氣密度是保證系統(tǒng)安全運行的關鍵。綜合上述分析與計算結果，得到圖6所示的合理壓力調(diào)節(jié)范圍。分析表明，通過抽真空控制系統(tǒng)內(nèi)氦氣密度的方式將試驗系統(tǒng)的壓力調(diào)節(jié)在0.004～0.064 MPa之間，即可保證試驗系統(tǒng)在穩(wěn)態(tài)時散熱能力大于發(fā)熱能力，確保系統(tǒng)的穩(wěn)定運行。

圖6 試驗系統(tǒng)壓力調(diào)節(jié)范圍Fig.6 Pressure adjusting range of test system

從圖6可知，散熱功率的斜率隨密度變化先增大后減小，斜率的轉折點發(fā)生在系統(tǒng)壓力為0.04 MPa左右。因此，將高速機械性能試驗系統(tǒng)的壓力控制在0.04 MPa附近是控制較安全的位置。一方面，當系統(tǒng)壓力為0.04MPa時，散熱功率與發(fā)熱功率的差值有足夠的裕量；另一方面，當試驗系統(tǒng)出現(xiàn)溫度突然升高的事故時，可通過降低系統(tǒng)的壓力來迅速調(diào)節(jié)發(fā)熱功率和散熱功率。

6 結束語

本文分析了在密閉空間內(nèi)低密度下進行氦氣透平壓氣機組高速機械性能試驗的方案，對試驗系統(tǒng)進行了熱工建模和流場分析，研究結論如下：

1）在密閉空間內(nèi)低密度下存在散熱能力高于發(fā)熱能力的區(qū)間，可保證整個系統(tǒng)的安全運行，開展氦氣透平壓氣機組高速機械性能試驗方案可行。

2）用特性曲線擬合法可計算得到透平低密度下透平壓氣機性能。

3）通過分析電機發(fā)熱模型，發(fā)現(xiàn)定子內(nèi)緣是絕緣線圈的最高溫度點位置，是整個試驗系統(tǒng)的限制條件。

4）確定了密度變化時系統(tǒng)散熱功率、發(fā)熱功率與系統(tǒng)溫度的關系，獲得了系統(tǒng)壓力調(diào)節(jié)范圍，為后續(xù)工作提供了重要的理論依據(jù)。

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