葉頂汽封徑向和軸向間隙對汽輪機泄漏量及主軸位移的影響

(1.四川大學化學工程學院 四川成都 610065；2.貴州赤天化股份有限公司 貴州赤水 564707)

迷宮密封是由一系列節流齒隙和膨脹腔構成的非接觸式密封，由于其結構簡單緊湊、性能穩定可靠、安裝方便與成本低等優點而廣泛應用在汽輪機、燃氣輪機、離心壓縮機等大型葉輪機械設備中。葉輪機械中為避免轉子部件與靜止部件發生摩擦引發安全問題，通常會在轉子和靜子之間留有一定的間隙。實際運行過程中，由于間隙的存在而發生流體泄漏，降低了機組的運行效率和經濟性能。為了阻止流體泄漏，提高機組的整體效率，在葉輪機中不同部位設計了汽封。

影響迷宮密封泄漏特性的影響因素很多，如總體結構型式、流體流動特性、間隙尺寸、密封齒數及其傾斜角度等。目前，主要采用數值模擬和試驗相結合的方式來研究迷宮密封的泄漏特性及其影響規律。MEYER和LOWRIE[1]采用實驗方法對不同結構的軸向直通迷宮進行了研究，并繪制了試驗曲線，為迷宮密封的計算研究提供了有利條件。MOORE[2]用CFD軟件對迷宮密封腔進行三維數值模擬，分析了密封腔體內流體運動特性，并建立了直通射流剪切應力與發散角的關系。WITTIG等[3]通過試驗研究發現在轉子部件靜止時,泄漏量主要與密封幾何結構、壓力比、流體物性、湍流黏度有關。李志剛、陳堯興、丁學俊等[4-7]采用數值模擬與試驗的方法對迷宮密封的泄漏特性進行了研究，得出壓比、轉速對迷宮密封泄漏特性和腔室壓力的影響規律。李耕耘[8]對汽輪機內迷宮密封的動力特性進行了數值模擬，對直通式、交錯式和高低式3種形式的迷宮密封進行了三維建模、定常與非定常計算，得出三者各自的泄漏量、主阻尼和交叉剛度等主要參數，通過分析迷宮密封內部流場云圖，提出凸臺數和交錯結構個數對密封穩定性的影響規律。GAMAL和VANCE[9]試驗研究了密封齒形狀、厚度及轉子部件偏心率對迷宮密封泄漏特性的影響，結果表明，對相同的密封裝置和壓力比，增加密封齒厚度會使泄漏量降低10%～20%。LIN等[10]用數值模擬的方法對交錯迷宮密封進行結構改進，從設計思路上解決了迷宮密封結構對泄漏量的影響問題。周國宇、KONG、PAOLILLO等[11-13]通過數值模擬研究了高低齒迷宮密封內部流場，對比了不同壓力比與轉速下密封的泄漏特性，并通過實驗進行了驗證。宋占寬等[14]通過CFD軟件對k-ε湍流模型下不同偏心率迷宮密封進行數值研究，分析不同間隙和壓比對偏置迷宮密封泄漏特性的影響，結果表明：在偏心率不變的情況下，密封泄漏量隨著節流間隙的增大而增加，隨著壓比的增大而增加，且在高壓比工況下，泄漏量隨偏心率的變化更為顯著。

綜上所述，目前關于迷宮密封泄漏特性的研究幾乎都是通過理論分析和試驗測試驗證理論相結合的方法，并未對工程實際存在的泄漏問題提出可行的在線修復方案。在對汽輪機的日常維護和故障診斷及檢修過程中，經常遇到各種汽封間隙與設備制造廠家提供的數據相差較大，如果嚴格按照設備制造廠的要求對汽輪機各部汽封間隙進行調整，不但檢修工期長，備件消耗大，而且有的可能還需要返回廠家進行維修，影響生產進度。因此，如果能知道各種汽封間隙對機組的影響程度，檢修過程中就能根據汽封的磨損程度科學地進行調整和更換，既能避免發生設備故障，又能達到節省檢修費用的目的。

本文作者針對某化工廠汽輪機存在的葉頂汽封和主軸軸位移故障，使用ANSYS CFD軟件對汽輪機葉頂汽封建立模型，采用二維模型研究了汽輪機葉頂汽封的徑向間隙和軸向間隙對汽輪機泄漏量及汽輪機主軸位移的影響，提出合理的工作間隙。根據研究結果提出汽封在線技改方案，并通過實際運行證明該方案可行性。

1 汽輪機汽封故障分析

1.1 汽輪機主軸位移故障

某化工廠汽輪機設備全套進口于意大利，汽輪機為冷凝式設計，級間還設計有抽汽、注汽，汽輪機整體為單缸結構。運行參數：額定功率8 360 kW，轉速7 200 r/min，進汽量(設計)8 700 kg/h，進汽壓力(設計)3.8 MPa(絕)，進汽溫度(設計)365 ℃。該汽輪機級數多，每一級的汽封尺寸不同，汽封結構如圖1所示。對于給定的設備，δ與L為定值，文中δ=5 mm，L=20 mm。

圖1 葉頂汽封局部結構圖

該汽輪機從2011年開始出現軸位移異常增加，2013年2月7日發現軸位移增加到0.485 mm。緊急停車檢修時，發現汽輪機推力軸承磨損嚴重，受力部位均勻磨損接近0.5 mm，而其他部件無任何異常。

1.2 汽輪機主軸位移故障分析

汽輪機工作時，蒸汽流經汽輪機做功，一方面推動葉輪旋轉做功產生周向力，另一方面由于壓差產生軸向推力。軸向推力的方向由蒸汽流入的高壓側指向低壓側，汽輪機每級軸向推力由級動葉片上的軸向推力，以及葉輪輪面上的軸向推力和汽封凸肩上的軸向推力組成[13，15-17]，如圖2所示。

圖2 汽輪機單元結構及軸向受力簡圖

作用在動葉片上的軸向推力為

F1i=G(c1sinα1-c2sinα2)+πdmlbΩm

(1)

式中：c1、c2分別為進入和流出動葉的蒸汽絕對速度，m/s；G為流過該級的質量流量， kg/s；α1、α2分別為動葉片的進汽和排汽相對汽流角；dm為該級動葉的平均直徑，mm；lb為該級動葉葉高，mm；Ωm為該級平均焓降反動度，比壓力反動度要稍大一點，沖動式汽輪機常取0.1～0.5；Δp為作用于該級靜葉前壓力p0和動葉后壓力p2的差，即Δp=p0-p2，MPa。

作用在葉輪兩側的壓力差產生的軸向力為

(2)

式中：dp為該級動葉處輪轂直徑mm；n為該級葉輪平衡孔個數；db為該級葉輪平衡孔直徑mm；Ωd為該級葉輪面處反動度，其中Ωd=(pd-p2)/(p0-p2)；pd為該級靜葉后與動葉輪盤前汽室壓，MPa。

軸封凸肩前后壓差引起的軸向力為

(3)

式中：h為該級凸臺平均高度,mm。

根據以上計算，可求得多級汽輪機任一級的總軸向力為

Fz=F1i+F2i+F3i

(4)

式中：Fz為總軸向力；F1i為動葉片軸向力；F2i葉輪兩側壓差產生的軸向力；F3i為軸封凸臺壓差產生的軸向力。

根據對近幾年該機組的檢修情況及故障分析，結合汽輪機軸向力產生的理論分析，發現多級汽輪機的葉頂汽封磨損后，汽封泄漏量會顯著增加，同時汽輪機各級級間壓力上升，造成汽輪機軸向力的增大。推力軸承無法平衡過大的軸向推力，逐漸磨損。當推力軸承磨損到一定程度后，推力軸承進油隙將會被破壞，產生軸位移的突變情況?？梢娙~頂汽封泄漏量增加會加快軸承的磨損，從而影響到汽輪機主軸位移的變化。因此，判斷汽輪機軸向位移產生是由于該汽輪機葉頂汽封磨損造成的。

對于工程實際問題，汽輪機各部件在真實工況下的受力更加復雜，使得單純的理論分析無法對故障提供具體的技改措施和修復方案。目前，采用商業CFD軟件對汽輪機進行流場數值模擬來分析汽輪機密封性能是一種可行的辦法。因此,本文作者借助FLUENT軟件對汽輪機葉頂汽封內部流場進行數值模擬，分析軸向間隙與徑向間隙對汽封泄漏量及主軸位移的影響規律。

2 葉頂汽封流場數值模擬

2.1 汽封建模與網格劃分

汽輪機葉頂汽封屬于迷宮式密封，由許多密封齒組成，密封齒的設計較薄，一般在0.25 mm的厚度。相鄰的兩個密封齒之間，由密封齒和轉子汽缸構成一個密封腔體，當蒸汽從高壓側流向低壓側通過密封齒隙時，流通面積變小、蒸汽速度增加，同時壓力降低、溫度降低(焓值減少)。當蒸汽通過密封齒隙進入密封腔體后流通面積突然變大，蒸汽速度降低、壓力開始回升；同時在密封腔中蒸汽不斷發生碰撞形成渦流，流速降低，蒸汽動能全部轉化為熱能，在整個過程中蒸汽的散熱量與氣流的總熱量相比較小，可以忽略，故蒸汽焓值可恢復到原來的數值，即視作等焓過程[15]。

文中在數值計算過程中僅對某一級葉頂汽封結構進行模擬計算，因汽封結構的循環對稱性，選取汽封環的循環對稱面為研究對象進行模擬。使用Solidworks軟件建立汽封二維模型，導入GAMBIT軟件中進行網格節點劃分，采用全四邊形網格劃分法。葉頂汽封示意圖及二維模型網格劃分結構如圖3所示。

圖3 汽封網格劃分結構圖

數值模擬過程中，網格的劃分質量直接關系到計算結果的準確性，為保證網格的大小與結果無關，選擇徑向間隙值a為0.7 mm，軸向間隙值b為2.75 mm進行網格的無關性檢驗。將模型網格尺寸劃分成0.1、0.05、0.025 mm 3種不同尺寸，相應的網格節點數為18745、74532、297720。導入FLUENT軟件中進行模擬計算，得出不同網格尺寸下的定點出口質量流量監控，結果如圖4所示?？煽闯觯?種網格尺寸下收斂速度和最終穩態時間相似，綜合考慮計算精度與計算時間，采用網格尺寸為0.05 mm，網格節點數為74532 的網格模型。

圖4 不同網格尺寸下的出口質量流量監控圖

將模擬流體定性為二維可壓縮流體，計算區域邊界條件采用presure-inlet與presure-outlet，具體參數如表1所示。當研究徑向間隙a變化對汽封泄漏的影響時，模擬過程中取軸向間隙b為固定值2.75 mm，徑向間隙a分別取0.7、1.3、1.9、2.5、3.1 mm進行模擬計算。

表1 邊界參數值

根據FLUENT軟件的計算，得出當b=2.75 mm時，不同徑向間隙下，葉頂汽封流場的速度分布如圖5所示。

圖5 不同徑向間隙下葉頂汽封速度分布云圖

分析圖5中各種幾何尺寸下汽封的速度分布云圖，可得出徑向間隙值a對葉頂汽封的影響有如下特點：

(1)蒸汽在通過汽封齒隙的位置時速度明顯增加，在壓力差的推動下，蒸汽由高壓側向低壓側流動，在汽封齒位置流通面積變小，所以速度明顯增加，此時蒸汽壓力能轉化為動能；同時溫度降低(熱焓值減少)。當徑向間隙a由0.7 mm遞增到3.1 mm時，可以看出對應出口的速度由小變大；徑向間隙a越小，汽封齒隙的節流效應越明顯。故徑向間隙a是非常重要的設計參數，它關系到汽輪機汽封泄漏率的大小。

(2)蒸汽進入汽封迷宮腔室后，隨著流通面積的增大，速度能逐漸減小，蒸汽產生了回流和渦流現象，這是因為當氣體以高速進入兩齒之間的環形腔室Ⅱ、Ⅲ和Ⅳ時,體積突然膨脹產生強烈旋渦，渦流摩擦的結果使汽流的絕大部分動能轉換為熱能，熱能又被腔室中的汽流吸收而溫度升高，熱焓又恢復到接近進入間隙前的值。因此，氣體通過迷宮的過程，接近等焓熵增過程。

(3)隨著徑向間隙a的增加，產生回流和渦流的現象逐漸減弱，表明動能轉換為熱能的熱力學過程進行不充分，壓力下降不夠，表現為迷宮密封變差，泄漏增加。在考慮零部件熱膨脹的前提下，徑向間隙值a設計得越小，迷宮密封的泄漏率越小。

葉頂汽封徑向間隙a越小汽封的密封效果就越好；但徑向間隙值a太小時，轉子運行過程中由于存在制造偏差、轉子彎曲、圍帶變形、轉子熱膨脹等因素的影響，容易造成轉子部件與缸體靜止部件的摩擦而損壞轉子，故將汽輪機的徑向間隙控制在設計值范圍0.65～0.75 mm。

2.2.2 不同軸向間隙的模擬

根據上述方法，研究軸向間隙值b變化對汽封泄漏的影響時。模擬過程中取徑向間隙a=0.75 mm，在總長度L不變的情況下，軸向間隙b分別取0.75、1.75、2.75、3.75、4.75 mm，采用FLUENT軟件進行模擬計算，得到不同軸向間隙下葉頂汽封流場的速度云圖如圖6所示。

圖6 不同軸向間隙下葉頂汽封速度分布云圖

分析圖6的汽封速度云圖，可得出軸向間隙b值對葉頂汽封的影響規律有以下特點：

(1)在總長度L不變的前提下，葉頂汽封軸向間隙值b的改變，其速度云圖的變化較??；隨著軸向間隙b的增加，蒸汽泄漏稍有減小，隨后泄漏又增加，因此應盡量控制軸向間隙b的變化范圍。為了防止轉子由于熱膨脹、軸向串動發生軸向摩擦，將軸向間隙值b控制在設計值范圍1～3.5 mm。

(2)隨著軸向間隙值b的增加，漩渦主要集中在Ⅱ、Ⅲ腔體內且相似，但整體上II腔體較Ⅲ腔體漩渦多且速度大，因為隨著汽封軸向間隙b的增加，在第Ⅱ區域的空間逐漸增加，氣體動能耗散更加充分，速度能充分轉化為壓力能，所以速度降更快得到了調節，在進入第Ⅲ區域后則剛好相反。

2.3 在線修復方案與技改

根據研究結果提出對葉頂汽封的在線修復方案：葉頂汽封徑向間隙a=0.65 mm，軸向間隙b=3.5 mm。對方案實施前后的軸位移實時監測趨勢圖進行比較，發現修復后的汽輪機運行良好，軸向位移始終維持在±0.2 mm，低于廠家規定的位移量(Δδ<±1.0 mm)，說明技改方案是可行的，驗證了研究結論的正確性。

3 結論

(1)由數值模擬可知：蒸汽在進入葉頂汽封齒隙時速度能會增加，進入汽封腔室后，蒸汽的速度能降低，蒸汽產生回流和渦流現象。葉頂汽封的徑向間隙值a越大，蒸汽在汽封中產生回流與渦流的現象就越少，迷宮密封的節流效應降低，泄漏增加；葉頂汽封徑向間隙a越小，通過不斷的回流與渦流降速增壓，使葉頂汽封前后的壓差變小，蒸汽在葉頂汽封中的泄漏降低。

(2)葉頂汽封的徑向間隙a是影響機組效率的重要因素，徑向間隙增大將導致汽封前后的壓差增加，蒸汽的泄漏量增加，汽輪機的級間壓力升高，汽輪機的級效率降低，汽輪機運行時的軸向推力增加，軸向推力增加到一定程度會導致推力軸承磨損，軸位移增加。因此，在滿足機組動靜部件不發生摩擦的情況下，將葉頂汽封的徑向間隙控制在設計下限，有利于提高機組的效率與降低機組運行的軸向推力。

(3)在總長度L為定值時，汽輪機葉頂汽封的軸向間隙b對機組蒸汽的泄漏影響不大，適當地加大軸向間隙有利于提高蒸汽進入汽封時的平穩性。

(4)技改實踐證明，總長度L為定值時，減小葉頂汽封徑向間隙a，加大軸向間隙b對減小汽輪機軸向推力和降低泄漏量有明顯效果。