高轉速、大容量臥式水輪發電機組關鍵技術分析研究

周一飛

（杭州杭發發電設備有限公司，杭州 310018）

0 引言

水輪機、發電機是水力發電設備系統中的兩大關鍵設備，水輪機將水的勢能轉化為機械能，發電機將機械能轉變為電能。2021年是“十四五”規劃開局之年和碳中和元年，水電清潔能源開發有著廣闊的發展前景，水電裝備技術將進一步創新突破，朝著高水頭、高轉速、大容量和高可靠性發展。因此高水頭、高轉速和大容量水輪發電機組關鍵技術的研究：通風冷卻系統流場和溫度場耦合的數據計算技術、高轉速、內循環滑動軸承多目標優化技術、基于遺傳算法的滑動軸承優化設計技術是目前十分迫切的任務。

本項目的研究區別于其他對高水頭、高轉速、大容量水電機組的研究，采用耦合求解的方法為水輪發電機定子尋找了高效、合理的通風思路，并借助遺傳算法解決滑動軸承的多目標優化問題，從而推廣電站的低能耗配置。同時借助有限元對機組的穩態性能進行分析，較傳統計算更貼切真實值。

1 滑動軸承流體動力潤滑分析

1.1 軸承油膜熱流耦合分析

以SFW2-J1000-8/1180型水輪發電機組的徑向軸承為研究對象，油膜模型是按照φ220軸承設計圖紙及軸承潤滑計算偏心率數值建立的，其進油口在+Y偏+X軸上方25度，取軸向3mm寬油膜模型作為計算域，對油膜進行穩態CFD分析，材料采用L-TSA-46油，如圖1所示。

圖1 油膜網格圖

模擬假定油膜為無限寬，潤滑油假設為不可壓縮，且其各點粘度相等，形成油膜重量假設為忽略不計，油膜運動慣性力忽略不計，其邊界條件有：

1）壓力進口，為保證供油充足進油壓力取0.001MPa；

2）壓力出口，取油膜出口面為開口流；

3）邊界流動面，取油膜內外圓面；

4）流域面，取油膜內外圓面；

5）對稱面，取油膜兩端面；

6）油膜內表面應施加750r/min的旋轉框。

1.1.1 CFD分析計算

根據上述基本假設和給定邊界條件，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。對比表1中實測油溫結果和CFD計算結果（表中數據為實際溫度）。

表1 軸承油膜溫度對比

從上述計算中可看到：通過求解后的壓力場和溫度場分布結果，在供油充足情況下，進油口位置在+Y偏+X軸25度方向，上瓦設有4mm深周向油槽的軸瓦，設計是合理的，油膜容易形成、油膜溫度低。模擬值與實測值非常接近，證明了模擬的準確性及可行性。

1.2 計入軸頸傾斜的滑動軸承流體動力潤滑分析

實際情況下，徑向滑動軸承工作時，軸頸多處于傾斜狀態，在軸承潤滑分析中考慮到軸頸傾斜,要獲得軸承壓力分布和靜態特征，需要進行步驟較多的多次迭代和復雜的循環求解。通過Reynolds方程使用Matlab編程計算求解，滑動軸承流體動力潤滑分析計算流程如圖4所示。

圖4 滑動軸承流體動力潤滑分析計算流程

1.2.1 仿真潤滑分析結果

1.2.1.1 軸頸不傾斜潤滑分析

仿真潤滑分析結果如圖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，得出結論如下：

1）軸承油膜厚度沿周向展開是余弦函數，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，整個油膜只存在一個楔形。

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

1.2.1.2 軸頸傾斜潤滑分析(α=0°)

考慮軸頸傾斜方位α=0°時，不同軸頸傾斜角對軸承潤滑性能的影響。

圖7 軸承在不同軸頸傾斜角時的油膜厚度和油膜壓力(α=0°)

軸頸傾斜方位α=0°時，對比軸頸不傾斜分析，結論如下：

1）油膜壓力和油膜厚度呈現分布不同情況，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生移動，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，油膜壓力呈現單峰分布，壓力最高值比軸頸不傾斜時增加了數倍。

1.2.1.3 軸頸傾斜潤滑分析（α=90°）

考慮軸頸傾斜方位α=90°時，不同軸頸傾斜角對軸承潤滑性能的影響。

圖8 軸承在不同軸頸傾斜角時的油膜厚度和油膜壓力(α=90°)

軸頸傾斜方位α=90°時，對比軸頸不傾斜分析，結論如下：

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

2）油膜厚度分布狀況發生了改變：軸頸傾斜時，油膜厚度值各不相同，呈現最小油膜厚度，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 基于通用膜厚的動壓軸承形狀優化

1.3.1 優化模型

動壓軸承的形狀優化模型可用如式(1)所示：

基于軟件MATLAB語言結合編程，對動壓軸承的形狀優化模型進行求解。MATLAB PDE有限元數值求解框圖如圖9所示。

圖9 MATLAB PDE有限元數值求解框圖

上述動壓軸承膜厚泛函方程采用遺傳算法、MATLAB求解優化模型，以動壓軸承獲得承壓最大的優化結果和軸承型線函數為目標。

1.3.2 優化分析

設l/d=1和Tol=10-2，計算n取1,2,3時的值，承載力和設計變量如表2所示。

表2 不同級數n對應的優化結果

從表2中看出，n值越大，優化結果越好，但n值不宜取太大，否則計算量過大。通過采用逐步逼近法確定n值，使無窮級數變為可確定值。由計算結果對比可知，n=2時迭代已收斂，n繼續增大時優化效果越來越不明顯。

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

圖10 軸承型線截面圖

不同級數對應的軸承型線沿周向的展開如圖11所示，不同級數對應的型線均僅有一個楔形收斂區，且軸承的總承載力較高。

圖11 軸承型線展開圖

根據圖12不同級數n對應的軸承壓力分布圖可以看出，由于不同級數n所優化的軸承型線不同，軸承油楔形狀也不同，使無量綱壓力分布及最大比壓力值也不同，n=2時的無量綱壓力大于n=1時的值，說明級數為2時的軸承最大承載力最優。

圖12 當級數n分別為1和2時對應的比壓分布圖

綜上，通過優化，軸承的最大承載力提高了8.7%，確保形狀全局優化、軸承承載穩定、機組運行安全可靠。

2 通風冷卻系統結構的計算機流場分析

以SFW-J5000-4/1480型水輪發電機通風系統為例如圖13所示，根據電站實測數據來看，這臺發電機的風量過大，故對該機型通風系統進行優化設計，使用NX THERMAL/FLOW進行有限元分析。

圖13 1/2通風系統流體域模型

2.1 通風系統仿真的邊界條件

1）進出口為開口流。

2）模型1/2對稱處設為對稱面。

3）定轉子空氣域網格。

4）空氣流動面；壁摩擦設為光滑-有摩擦，無滑動壁。

5）移動旋轉框旋轉轉速為額定轉速1500r/min。

2.2 有限元解算結果

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

圖14 通風系統流線圖

電機損耗所需散熱量為109kW,通風系統所需用風量為2.02(m3/s),電站實測風量進口為2.86m3/s，出口風量為2.55m3/s。由此看來裕量是很大的，有必要進行優化。

發電機通風系統目的是有效的帶走電機中損耗熱量，使電機運行在允許的溫度范圍內。從單位流量的通風損耗減小及結構簡單、運行可靠、維護加工方便方面考慮，將風扇葉片數減少為三個，模擬結果得進出口風量分別為：1.98m3/s、1.99m3/s。

通風系統不同結構時的模擬風量與實測風量比對如表3所示。

表3 模擬與實測通風量對比表

由上表數據看出如果在有空冷器情況下，通過對風扇結構的重新設計，使得通風系統結構更簡潔，風量增加，且3個風扇葉比9個風扇葉端部散熱性更好。

3 高效穩定轉輪的設計分析

本項目以公司某水輪機產品為例進行內部流體流動狀況研究，基于UGSNX平臺，對水輪機各部件的過流區域建模，基于ICEM對各幾何模型進行網格劃分，基于FLUENT進行數值計算。為觀測尾水管流域存在的非穩態的壓力脈動現象，釆用非穩態模型研究尾水管流域的流動變化，分析水輪機內流道的流動狀況，為后續結合實際水輪機運行狀況作前期的測試與探索。

3.1 混流式水輪機全流道幾何模型的建立與網格劃分

本次研究基于UGS NX平臺，各過流部件三維建模，獲得的流場域。再使用ICEM對模型進行網格劃分如圖15所示。

圖15 混流式水輪機網格

3.2 全流道非穩態數值模擬研究

水輪機在運行過程中，流體運動在固體邊界會存在變形情況，本項目基于滑移網格（Sliding Mesh）模型，進行全流道非穩態數值模擬，重點對尾水管直管段流域流體的瞬時變化狀況進行研究與分析。

3.2.1 計算結果分析

3.2.1.1 最優開度

在尾水管入口處安裝2個監測點A點和B點，如圖16所示。

圖16 尾水管壓力監測點公分布圖

A點：監測測量尾水管入口段壁面壓力。

B點：監測測量錐管段中心軸附近壓力。點錐

初次采用最優開度進行計算，分析測得的壓力脈動曲線可知A點處壓力隨時間變化相對穩定，如圖17所示，根據流體跡線未發現明顯漩渦。壓力脈動的賦值也比較小，看不出渦動，機組運行狀態良好。

圖17 壓力脈動檢測圖

3.2.1.2 非最優開度

當開度在5～13范圍時監測點均監測出壓力脈動，以開度8為例模擬結果，如圖18所示。

圖18 觀測點B壓力變化圖

結果顯示，約在0.2s后，上游旋轉流開始對尾水管直管段流場產生影響，B點處壓力隨時間發生顯著波動，幅度與周期均有明顯變化，由此可知，尾水管的流場存在著強烈的擾動。

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

圖19 尾水直錐管四個截面壓力分布圖

1）全時間段內截面中心出現大小不同的低壓區。

2）低壓區均為偏心旋轉。

3）壓力偏心旋轉有一定的相位差。

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是導致尾水管振動的直接原因。減小甚至消除水輪機尾水管內壓力脈動是避免機組運行時發生低頻共振的重要手段。

4 結語

本項目對高轉速、大容量水輪發電機組的這幾項關鍵技術的研究取得了突破性研究成果。首先，采用熱流耦合計算高速軸承運作產生的溫度場，預測軸承油膜是否失效，并且用泛函數形狀優化對軸承進行優化。其次，通過對通風冷卻系統結構的計算及流場分析，有效地控制高轉速工況下電機的溫度。最后，通過分析不同導葉開度下引起的尾水管壓力脈動情況，避免整機發生低頻共振。這些研究成果對以后對高轉速、大容量水輪發電機組的探索與研究提供了理論依據。