轉槳式水輪機高油壓受油器間隙泄漏特性的研究

林華，張蒙，唐萬琪

轉槳式水輪機高油壓受油器間隙泄漏特性的研究

林華1，張蒙1，唐萬琪2

（1.四川省機械研究設計院（集團）有限公司，四川 成都 610063；2.西華大學 能源與動力工程學院，四川 成都 610039）

為提高轉槳式水輪機受油器的油壓等級，研發了一種含有伺服環結構的受油器裝置。分別在不同轉速、不同進口壓力及不同密封間隙下進行數值計算，從定量和定性兩個角度對轉槳式水輪機高油壓受油器的間隙泄流情況進行分析。研究發現：密封間隙量、轉速及進口壓力對高油壓受油器間隙流場分布規律基本沒有影響；這三個變量中，進口壓力對高油壓受油器間隙泄漏量的影響最大；當密封間隙量取30 μm時，泄漏量的大小和變化趨勢都較為理想。研究證明，該高油壓受油器可以在高油壓時正常運轉。

轉槳式水輪機；高壓受油器；間隙泄漏；數值計算

與混流式水輪機的固定式葉片相比，轉槳式水輪機的轉輪葉片安放角能自動地隨工況而變，并和導水葉開度相匹配[1]。當機組穩定運行時，導葉開度和葉片角度在特定接合區域內改變；當工況發生變化時，通過協同調節控制導葉開度和轉輪葉片轉角，以適應水頭及流量變化而保持高效率[2-3]。

受油器是轉槳式水輪機特有的設備，其主要作用是將調速系統的壓力油從固定油管引入到轉動著的操作油管內，并將其傳送至槳葉接力器，及時、有效地調整槳葉開度，從而使水輪機組中的槳葉和導葉始終保持協聯關系[4-5]。現有受油器常采用浮動瓦結構，適用于壓力為6.4 MPa以下的工況，若直接提高它的工作壓力，則會造成浮動瓦的異常磨損。浮動瓦經過長期偏磨運行會導致間隙慢慢變大、密封逐步失效，從而使受油器配油過程中漏油量急劇增大[6-7]。受油器的正常工作與否直接影響槳葉的正常操作及調速系統的穩定性，進而影響到機組的運行效率和安全性[8-10]。為了提高受油器的油壓等級，現自主研發一種含有伺服環結構的受油器裝置。采用液壓伺服自動調心原理[11]，即伺服環與旋轉軸偏心時，軸轉動將會產生油膜張力，由于伺服環重量很小，這種張力會使伺服環相對旋轉軸呈浮起狀態，此時偏心減小。當偏心減小到一定程度、對應產生的張力正好與伺服環重量相等時，便達到了動態平衡。因為伺服環重量很小，因此在這個動態平衡時的偏心很小，伺服環會自動與軸保持基本同心，磨損很小，實現高油壓（16 MPa及以上）情況下正常運轉的目的。通過Fluent軟件對伺服環與旋轉軸之間形成的密封間隙內部流場特性進行了仿真分析。

1 受油器密封環數值計算

1.1 受油器裝置結構及基本參數

含有伺服環結構的受油器裝置如圖1所示，包括旋轉芯軸，旋轉芯軸上設置有進、出油孔；沿著旋轉芯軸軸向在外部設置有靜止的外筒，外筒上開設有外筒進、出油口；設置在外筒上端有端蓋1和軸承1，在外筒下端設置有端蓋2和軸承2；其特征在于，在旋轉芯軸外表面與外筒內表面之間形成的空間內設置有沿著旋轉軸軸向方向布置的兩個伺服環，伺服環與旋轉軸之間形成間隙；伺服環上開設有伺服環進、出油口，伺服環進、出油口外側與外筒進、出油口位置對應，內側與芯軸的進、出油孔位置對應。

圖1 受油器裝置結構圖

轉槳式水輪機高油壓受油器基本參數如表1所示。所采用的配油介質為L-TSA46號汽輪機油，在40℃時，其動力黏度為0.04 kg/(m·s)，密度為871 kg/m3。

表1 高油壓受油器基本參數

1.2 間隙量的確定

最優密封間隙[12]為：

計算得：opt＝30 μm。

1.3 模型建立與網格劃分

利用UG軟件建立間隙密封環的仿真模型，如圖2所示。

仿真全部采用六面體結構化網格進行劃分。相對于四面體網格和多面體網格，六面體

網格計算量較小，網格質量最高，抗畸變能力最強。當網格尺寸相同時，六面體網格收斂性最好，同時仿真計算所用的時間最少。如圖3所示，網格質量在0.57以上，網格數約770萬。

1.4 邊界條件設置

將上述結構化網格導入Fluent進行數值模擬，間隙密封選用RNG湍流模型，并配合標準壁面函數法。相較于標準模型，RNG湍流模型有效改善了精度。采用SIMPLE算法進行計算，設置迭代殘差為10-6。流場入口為壓力入口邊界條件，大小為16 MPa；由于流場出口處直通外界，流場出口為壓力出口邊界條件，大小為一個標準大氣壓，即101325 Pa。流場內壁面設置為運動壁面，絕對旋轉，速度大小為3.125 rad/s，外壁面靜止不動。間隙泄漏量是本文研究的重點，于是在出口處設置監測點，檢測出口處質量流量大小。

2 不同參數對高油壓受油器間隙泄漏特性的影響

2.1 間隙大小

在轉速取額定轉速187.5 r/min、進口壓力取額定壓力16 MPa的條件下，通過數值模擬計算，得到不同密封間隙量（15 μm、25 μm、35 μm、45 μm）時的計算結果。

由圖4、圖5可知，不同密封間隙量下壓力場分布情況相似，從中間部分（16 MPa）到出口處壓力均勻降低。在出口處，壓力值降至0.14 MPa左右；間隙流場速度隨著間隙量的增大而增大。整體而言，密封間隙量對高油壓受油器間隙流場分布規律基本沒有影響。

圖2 間隙密封環三維模型

圖3 間隙密封環的六面體結構化網格

圖4 不同間隙大小下壓力分布圖

由圖6可知，間隙出口平均速度隨著密封間隙量的增大而增大。出口平均速度最小為0.230 m/s、最大為1.545 m/s。這主要是因為：間隙量較小時，壁面粘性作用大，粘滯力阻礙了流體的運動；間隙量較大時，間隙內流體流動發展得更充分。

由圖7可知，間隙泄漏量隨著密封間隙量的增大而上升，曲線斜率也隨之增大，間隙量超過40 μm之后泄漏量急劇上升。這是由于流速隨著密封間隙量的增大而增大，且出口截面積也隨密封間隙量的增大而增大，因而變化呈現二次曲線關系。考慮到加工和裝配精度的影響，密封間隙量不能無限縮小，因此密封間隙量取30 μm比較合適。實際工作中，當密封間隙量取30 μm時，間隙量會在20～40 μm范圍內變化，而這一區間內泄漏量的大小和變化趨勢都較為理想。泄漏量最小為97.95 mL/min、最大為1965.59 mL/min。

2.2 轉速

在間隙大小取理論最佳間隙30 μm、進口壓力取額定壓力16 MPa的條件下，通過數值模擬計算，得到不同轉速（150 r/min、187.5 r/min、200 r/min、250 r/min）時的計算結果。

由圖8、圖9可知，不同轉速下壓力場分布規律相似，從中間部分（16 MPa）到出口處壓力均勻降低，在出口處，壓力值降至0.14 MPa左右；轉速變化對間隙流場速度沒有明顯影響。

圖5 不同間隙大小下流場速度矢量圖

圖6 間隙出口平均速度隨密封間隙量的變化

圖7 間隙泄漏量隨密封間隙量的變化

圖8 不同轉速大小下壓力分布圖

由圖10可知，出口平均速度隨轉速的增大而增大，但變化量非常小。出口平均速度最小為0.710 m/s、最大為0.728 m/s。

由圖11可知，泄漏量隨轉速的增大而增大，但轉速大小對泄漏量的改變微乎其微。這是因為本文研究的受油器在低轉速區間工作，數值模擬所研究的四種不同轉速也都屬于低轉速。在低轉速下間隙內流場較為穩定，速度矢量排列方向基本一致，不會出現渦流或轉捩。本文所得仿真結果也符合Groddeck[13]的實驗結論，在0～2000 r/min轉速區間內，流場內部屬于層流，轉速改變對泄漏影響較小。泄漏量最小為601.46 mL/min、最大為617.13 mL/min。可見，轉速對高油壓受油器間隙泄漏流基本沒有影響，在后續研究中可不予考慮。

2.3 進口壓力

在間隙大小取理論最佳間隙30 μm、轉速取額定轉速187.5 r/min條件下，通過數值模擬計算，得到不同進口壓力1（12 MPa、16 MPa、20 MPa）時的計算結果。

由圖12、圖13可知，不同進口壓力下壓力場分布情況相似，從中間部分（各自的進口壓力）到出口處壓力均勻降低，在出口處，壓力值降至0.14 MPa左右；間隙流場速度隨著進口壓力的增大而增大。

圖9 不同轉速大小下流場速度矢量圖

圖10 間隙出口平均速度隨轉速的變化

圖11 間隙泄漏量隨轉速的變化

圖12 不同進口壓力下壓力分布圖

圖13 不同進口壓力下流場速度矢量圖

由圖14可知，出口平均速度大小隨進口壓力的增大而線性增大。出口平均速度最小為0.546 m/s、最大為0.885 m/s。

由圖15可知，泄漏量隨進口壓力的增大而線性增大。泄漏量最小為464.31 mL/min、最大為750.65 mL/min。

圖14 間隙出口平均速度隨進口壓力的變化

圖15 間隙泄漏量隨進口壓力的變化

3 結論

（1）密封間隙量、轉速以及進口壓力對高油壓受油器間隙流場分布規律基本沒有影響，但間隙流場速度隨著進口壓力和密封間隙量的增大而不斷增大，而隨著轉速的變化卻沒有明顯變化。

（2）間隙出口平均速度和泄漏量都隨密封間隙量的增大而增大，間隙量超過40 μm之后，泄漏量急劇上升。間隙出口平均速度和泄漏量都隨進口壓力的增大而線性增大。轉速對高油壓受油器間隙泄漏量基本沒有影響，在后續研究中可不予考慮。在間隙量、轉速和進口壓力三個變量中，進口壓力對高油壓受油器間隙泄漏量的影響最大。

（3）考慮到加工和裝配精度的影響，密封間隙量不能無限縮小，因此密封間隙量取30 μm比較合適。

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The Gap Leakage Characteristics of the High Pressure Oil-Supply Head for Kaplan Turbine

LIN Hua1，ZHANG Meng1，TANG Wanqi2

( 1.Sichuan Machinery Research&Design Institute (Group) Co.,Ltd., Chengdu 610063, China; 2.School of Energy and Power Engineering, Xihua University, Chengdu 610039, China )

In order to improve the pressure level of the oil-supply head for the kaplan turbine, an oil receiver device with a servo ring structure was developed. Numerical calculations are carried out at different speeds, inlet pressures and sealing clearances. The clearance discharge of the high pressure oil receiver is analyzed quantitatively and qualitatively. It is found that the amount of seal clearance, rotating speed and inlet pressure have little effect on the distribution of clearance flow field of high pressure oil receiver. Among the three variables, the inlet pressure has the greatest influence on the clearance leakage of the oil receiver. When the seal clearance is taken as 30 μm, the magnitude and trend of leakage are ideal. The research shows that the oil receiver can operate normally under high oil pressure.

kaplan turbine；high pressure oil receiver；gap leakage；numerical calculation

TK733+.5

A

10.3969/j.issn.1006-0316.2022.07.003

1006-0316 (2022) 07-0014-06

2022-01-26

林華（1967－），男，四川南充人，教授級高工，主要研究方向為能源電力、流體機械，E-mail：153846427@qq.com。