水輪發(fā)電機組軸承結(jié)構(gòu)對油霧外逸現(xiàn)象的抑制作用

龐嘉揚，劉小兵，曾永忠，余志順，宋罕

(西華大學(xué)流體及動力機械教育部重點實驗室，四川 成都 610039)

近年來，隨著對水力發(fā)電工程的深入研究發(fā)現(xiàn)，電站水輪發(fā)電機組軸承油霧外逸現(xiàn)象普遍存在，油霧的外逸對生態(tài)環(huán)境和電站安全運行造成了極大的影響，因此有效解決電站的軸承油霧外逸問題就顯得尤為迫切.

目前，已有較多學(xué)者對電站軸承油霧外逸問題進行了研究.BRAJDIC-MITIDIERI等[1]借助兩相流模型從潤滑內(nèi)特性研究了滑動軸承的工作原理.AKBARZADEH[2]研究了立式水電站的油潤滑可傾瓦推力軸承的熱流數(shù)值計算方法，并采用此計算方法分析了推力瓦數(shù)、預(yù)緊系數(shù)、軸心位置和軸轉(zhuǎn)速對軸承潤滑性能的影響.SHUN[3]研究了渦輪增壓器的潤滑油膜在純液態(tài)以及含有氣泡并引入空穴模型的2種情況下，潤滑特性的變化情況.ROUF等[4]通過在巴氏合金軸瓦瓦面下方埋設(shè)冷卻水管路來降低油膜溫度，然后采用有限差分法求解雷諾方程、能量方程和廣義傅里葉熱傳導(dǎo)方程對此結(jié)構(gòu)的軸承進行數(shù)值模擬，結(jié)果表明冷卻回路基本合理，與傳統(tǒng)冷卻系統(tǒng)相比，軸承整體溫度顯著降低.KIM等[5]在考慮了潤滑油密度和黏度的三維變化的前提下，研究了環(huán)境參數(shù)、支點位置和工況對推力軸承的影響.WALICKI等[6]、WASILCZUK等[7]分別分析了軸承壁面多孔性對油流場壓力分布的影響以及推力軸承二維和三維流動，得到了速度、油膜厚度、溫度分布規(guī)律.ZHAO等[8]采用有限差分法對水潤滑軸承特性進行仿真、理論分析和試驗研究，確定了水潤滑徑向滑動軸承的水動力特性.唐乾皓等[9-10]針對某核主泵推力瓦溫過高的問題，設(shè)計不同結(jié)構(gòu)軸瓦改善瓦間流場，提高油系統(tǒng)冷卻性能.孫丹等[11]建立了基于CFD的滑動軸承兩相流模型，研究了兩相流下軸承的潤滑，分析了滑動軸承氣穴分布的特點和影響因素，此外還研究了三油楔滑動軸承的潤滑特性.李涵等[12]利用平均流量方程和流量因子，研究了軸頸和軸瓦表面形貌對軸承潤滑特性的影響.羅躍綱等[13]針對帶有迷宮密封的航空發(fā)動機轉(zhuǎn)子系統(tǒng)氣流激振的問題，分析了系統(tǒng)非線性動力學(xué)特性以及失穩(wěn)轉(zhuǎn)速和密封力的影響因素及其影響規(guī)律.張艾萍等[14]分析了不同油膜厚度下的油膜特性及其對軸承振動幅值的影響,以實現(xiàn)在ANSYS中多物理場的耦合分析.王琪等[15]、李承軍[16]基于抽水蓄能水輪發(fā)電機組，研究油霧成因和油霧的外逸方式，改進了機組的幾何結(jié)構(gòu)，徹底解決了油霧治理難題.馬新紅等[17]考察了小浪底電廠6號機組軸承的運行情況，對軸承進行了全方位的分析, 通過密封、油位和結(jié)構(gòu)等不同改進措施，緩解了軸承油霧外逸現(xiàn)象.

文中以某軸領(lǐng)泵內(nèi)循環(huán)式內(nèi)置冷卻器下導(dǎo)軸承(下文以下導(dǎo)軸承為簡稱)為原型，優(yōu)化密封結(jié)構(gòu)，增設(shè)平壓孔，設(shè)計新型下導(dǎo)軸承結(jié)構(gòu).采用VOF兩相流模型進行數(shù)值模擬計算，并對油氣混合物運動特性和相分布進行分析.對比2種不同下導(dǎo)軸承結(jié)構(gòu)的潤滑油外逸量、外逸方式和流場特性差異，從結(jié)構(gòu)上尋找下導(dǎo)軸承油霧逸出的原因.

1 下導(dǎo)軸承油循環(huán)系統(tǒng)及結(jié)構(gòu)改進

1.1 下導(dǎo)軸承結(jié)構(gòu)三維模型

下導(dǎo)軸承油循環(huán)系統(tǒng)結(jié)構(gòu)如圖1所示.浸油式內(nèi)循環(huán)冷卻下導(dǎo)軸承軸領(lǐng)在與軸瓦中心位置開設(shè)8個與水平面呈45°直徑為16 mm的軸領(lǐng)泵孔，在高速旋轉(zhuǎn)的主軸帶領(lǐng)下，軸領(lǐng)內(nèi)腔的潤滑油產(chǎn)生壓頭，迫使?jié)櫥蛷妮S領(lǐng)泵孔流入軸領(lǐng)與軸瓦間隙，對高速旋轉(zhuǎn)的軸領(lǐng)和靜止的軸瓦起潤滑作用，避免軸瓦被高溫?zé)龎?，并對潤滑油的循環(huán)過程提供動力.根據(jù)軸領(lǐng)泵工作原理，將下導(dǎo)軸承油系統(tǒng)計算域分為旋轉(zhuǎn)域和靜止域2部分.圖2為下導(dǎo)軸承油系統(tǒng)三維模型，其參數(shù)：軸領(lǐng)泵孔直徑D1為16 mm，下導(dǎo)軸瓦內(nèi)直徑D2為900.2 mm，水輪機額定轉(zhuǎn)速n為500 rad/min，軸瓦瓦塊數(shù)Z為8，軸領(lǐng)泵孔數(shù)N為8.

圖1 下導(dǎo)軸承油循環(huán)系統(tǒng)結(jié)構(gòu)

圖2 下導(dǎo)軸承油系統(tǒng)三維模型

1.2 下導(dǎo)軸承油系統(tǒng)油霧外逸機理分析

在浸油式內(nèi)循環(huán)下導(dǎo)軸承油系統(tǒng)中，下導(dǎo)中心線以下空間一般會被潤滑油完全浸沒.水輪發(fā)電機組運行時，下導(dǎo)軸承油槽內(nèi)的潤滑油受到軸領(lǐng)的攪動和離心力聯(lián)合作用，油箱內(nèi)的潤滑油相互碰撞、撞擊，形成油沫、油霧.在油循環(huán)系統(tǒng)內(nèi)部和外界壓力差的驅(qū)動作用下，油沫、油霧沿軸領(lǐng)內(nèi)壁面爬升，從擋油環(huán)與主軸之間的空腔外逸出去，導(dǎo)致下導(dǎo)軸承油系統(tǒng)發(fā)生油霧外逸現(xiàn)象.

1.3 下導(dǎo)軸承改進結(jié)構(gòu)

圖3為下導(dǎo)軸承改進結(jié)構(gòu)三維模型.為了解決水輪發(fā)電機組下導(dǎo)軸承油系統(tǒng)在運行過程中油箱內(nèi)部潤滑油霧外逸的問題，在不改變機組油系統(tǒng)工作原理、軸承整體結(jié)構(gòu)和軸瓦數(shù)量的條件下，通過對擋油環(huán)增設(shè)4級迷宮密封結(jié)構(gòu)，并在軸領(lǐng)頂端增設(shè)4個直徑為8 mm的均勻分布通氣平壓孔來改進下導(dǎo)軸承結(jié)構(gòu).迷宮密封結(jié)構(gòu)從幾何結(jié)構(gòu)上減少了油霧的外逸量，通氣平壓孔與大氣相通，通過大氣壓平衡油箱內(nèi)部壓力，減小油箱內(nèi)外壓力差，改進結(jié)構(gòu)從幾何結(jié)構(gòu)和物理因素這2個方面同時對油霧逸出起到抑制作用.

圖3 下導(dǎo)軸承改進結(jié)構(gòu)三維模型

2 下導(dǎo)軸承油系統(tǒng)數(shù)值計算方法

在電站實際運行過程中，下導(dǎo)軸承油系統(tǒng)內(nèi)部流動情況復(fù)雜，包含非定常三維非線性湍流流動和熱流動，油膜厚度為0.2 mm，采用近似湍流模型進行數(shù)值模擬計算.

2.1 數(shù)學(xué)模型

下導(dǎo)軸承油氣兩相流計算采用VOF模型，軸領(lǐng)作為旋轉(zhuǎn)部件，與軸瓦之間形成動靜交接，必須考慮剪切應(yīng)力對油膜的影響，故采用SST湍流模型中的k-ω方程.

對于計算流場的方程組，可用以下方程進行描述：

1) VOF兩相流模型

ρ=αgρg+αvρv,

(1)

μ=αgμg+αvμv,

(2)

式中：αg,αv分別為油、氣兩相體積分數(shù)；ρg,ρv分別為油、氣兩相密度；μg,μv分別為油、氣兩相黏度.

2) 湍流模型

湍流動能k

(3)

比耗散率ω

(4)

2.2 網(wǎng)格劃分

本研究對象包括油膜、冷卻器和軸瓦等復(fù)雜部件，旋轉(zhuǎn)域中油膜厚度極薄，必須采用高質(zhì)量的六面體網(wǎng)格，靜止域包括了冷卻器和軸瓦瓦塊等復(fù)雜的結(jié)構(gòu)，采用非結(jié)構(gòu)四面體網(wǎng)格劃分.為保證網(wǎng)格質(zhì)量和動靜交接面網(wǎng)格節(jié)點連接的準確性，對靜止域中動靜交接面以及尺寸微小的計算域進行網(wǎng)格加密處理和調(diào)整.以下導(dǎo)軸承油系統(tǒng)壓差為標準，驗證網(wǎng)格無關(guān)性如表1所示，表中S為網(wǎng)格數(shù)，Tj為計算油溫，Ts為實際油溫，e為誤差.最終選擇網(wǎng)格數(shù)為17 965 008的網(wǎng)格數(shù)據(jù)進行計算.

表1 網(wǎng)格無關(guān)性驗證

2.3 邊界條件及潤滑油參數(shù)

數(shù)值計算求解需要合理的邊界條件，將旋轉(zhuǎn)域與靜止域的交界面、旋轉(zhuǎn)域上各表面(除擋油環(huán)表面)設(shè)定為旋轉(zhuǎn)交界面，轉(zhuǎn)速為500 r/min.根據(jù)牛頓內(nèi)摩擦定律和結(jié)構(gòu)效率推算，在極端條件下考慮到熱耗散等情況，油膜與軸瓦交界面設(shè)置為75 ℃的發(fā)熱面，傳熱模型采用Total Energy模型.潤滑油采用L-TSA46#透平油，密度為891 kg/m3,運動黏度為0.044 75 Pa·s.

3 2種下導(dǎo)軸承結(jié)構(gòu)數(shù)值計算分析

下導(dǎo)軸承中潤滑油的外逸與油箱內(nèi)部流場特性緊密相關(guān)，油箱流場特性可以反映出潤滑油的熱量變化和油氣兩相的分布情況，2種不同軸承結(jié)構(gòu)的壓力分布也可作為分析油霧外逸的重要參數(shù)，油霧的外逸方式和外逸原理是研究2種不同軸承結(jié)構(gòu)的重要依據(jù).

3.1 選取流場特征軸面

下導(dǎo)軸承作為一種旋轉(zhuǎn)部件，其圓周方向上流場特性相似，為了準確分析2種不同下導(dǎo)軸承結(jié)構(gòu)的流場特性的差異性，選擇相同對比尺度的特征軸面.圖4為特征軸面和監(jiān)測點選取圖，如圖所示，以水輪機安裝布置X平面作為特征軸面，依據(jù)特征軸面定性和定量分析潤滑油外逸原理和油箱內(nèi)部壓力分布，以軸領(lǐng)和擋油環(huán)間的空腔作為潤滑油外逸的主要通道來研究油氣兩相分布情況.

圖4 特征軸面和監(jiān)測點選取

3.2 油箱溫度分布分析

圖5為2種結(jié)構(gòu)特征軸面溫度分布.根據(jù)軸承結(jié)構(gòu)改進前后2次計算結(jié)果，取特征軸面對溫度T進行對比分析，電站水輪發(fā)電機組下導(dǎo)軸承結(jié)構(gòu)改進優(yōu)化對油箱內(nèi)部溫度變化影響不大，油箱內(nèi)部潤滑油整體溫度約為42 ℃，電站實際運行過程中，下導(dǎo)軸承油箱中的潤滑油監(jiān)測溫度為45.5 ℃，由此可見，此次數(shù)值計算結(jié)果準確可靠.油箱溫度變化主要發(fā)生在潤滑油從軸領(lǐng)與軸瓦間隙間流出來后的區(qū)域.這是因為軸瓦與軸領(lǐng)摩擦產(chǎn)生的熱量從熱油傳送到油箱的冷油中，發(fā)生對沖，含熱量的潤滑油進入冷卻器，熱量通過冷卻器中的冷卻水被帶出到外界，使油箱內(nèi)部溫度場達到平衡狀態(tài).

圖5 2種結(jié)構(gòu)特征軸面溫度分布

3.3 油箱壓力分布分析

圖6為2種結(jié)構(gòu)特征軸面壓力分布.2次計算結(jié)果做壓力p對比分析.由于油箱中的潤滑油受到重力和離心力的共同作用，下導(dǎo)軸承油箱中下導(dǎo)中心線以上部分壓力變化范圍小，下導(dǎo)中心線以下部分壓力均勻變化，油箱底部靠近油箱外緣壓力最大，下導(dǎo)軸承結(jié)構(gòu)改進前后，油箱內(nèi)壓力分布規(guī)律一致，改進后的下導(dǎo)軸承油箱整體壓力變化小，保證了下導(dǎo)軸承結(jié)構(gòu)的運行穩(wěn)定性.圖7為2種結(jié)構(gòu)壓力差值.選取特征軸面上8個監(jiān)測點，對壓力做數(shù)據(jù)分析發(fā)現(xiàn)，結(jié)構(gòu)改進后油箱內(nèi)部壓差小于結(jié)構(gòu)改進前油箱內(nèi)部壓差pd，通過通氣平壓孔向軸領(lǐng)和擋油環(huán)之間的空腔中補氣，平衡油箱內(nèi)外壓差使空腔負壓區(qū)減少，油霧運動的驅(qū)動力減小，有效地減少了在壓差作用下從軸領(lǐng)和擋油環(huán)之間的空腔中外逸的潤滑油，因此改進后的下導(dǎo)軸承結(jié)構(gòu)對軸承油霧的逸出有了明顯的抑制作用.

圖6 2種結(jié)構(gòu)特征軸面壓力分布

圖7 2種結(jié)構(gòu)壓力差值

圖8為2種結(jié)構(gòu)軸領(lǐng)泵孔壓力分布.

2種結(jié)構(gòu)的軸領(lǐng)泵孔內(nèi)壓力分布規(guī)律、趨勢大致相同，說明軸承結(jié)構(gòu)對軸領(lǐng)泵孔內(nèi)的壓力沒有影響，軸領(lǐng)泵孔的壓力變化主要與水輪機工況有關(guān).由于軸領(lǐng)泵孔出口過流面積增大，導(dǎo)致流速降低，使油氣混合物速度勢能轉(zhuǎn)變?yōu)閴毫δ?，軸領(lǐng)泵孔內(nèi)部壓力高，從軸領(lǐng)泵孔入口至軸領(lǐng)泵孔出口，壓力變化均勻增加，最大壓力達到63 826.4 Pa.

3.4 油箱油氣混合物相分析

圖9為2種結(jié)構(gòu)油氣分布.特征軸面中以油相體積分數(shù)Vo代表油氣分布，紅色為潤滑油，藍色為空氣，油箱下導(dǎo)中心線以下部分主要為潤滑油.原結(jié)構(gòu)內(nèi)部流態(tài)紊亂，油箱內(nèi)外壓差大，軸領(lǐng)與擋油環(huán)間的空腔中油氣交界面高，空氣進入了潤滑油內(nèi)部，浪涌現(xiàn)象嚴重.油箱內(nèi)部氣泡數(shù)量多，體積大，氣泡在潤滑油中的不均勻分布對下導(dǎo)軸承結(jié)構(gòu)的運行穩(wěn)定性產(chǎn)生了影響，加劇了潤滑油的碰撞，導(dǎo)致油沫、油霧的產(chǎn)生.改進后的下導(dǎo)軸承結(jié)構(gòu)擋油環(huán)安裝了4級迷宮密封，軸領(lǐng)內(nèi)壁面升高的潤滑油受到迷宮密封擋板的作用，不能從空腔中外逸出去，軸領(lǐng)與擋油環(huán)間的空腔中油氣交界面低；改進結(jié)構(gòu)的潤滑油中氣泡數(shù)量少，體積較小，油箱內(nèi)部含氣率降低，保證了油箱內(nèi)部流態(tài)的穩(wěn)定和機組運行的穩(wěn)定性；潤滑油液面波動振幅小，液面平緩，油箱內(nèi)部穩(wěn)定，減少了熱油之間的碰撞，很大程度上抑制了油沫和油霧的產(chǎn)生.

圖9 2種結(jié)構(gòu)油氣分布

圖10為2種結(jié)構(gòu)油霧外逸通道及外逸體積分數(shù).通過對結(jié)構(gòu)外逸通道中潤滑油的外逸量局部放大后發(fā)現(xiàn)，原結(jié)構(gòu)中潤滑油主要從擋油環(huán)和軸領(lǐng)之間的空腔發(fā)生外逸，最大外逸體積分數(shù)達到0.010 6；改進結(jié)構(gòu)中軸領(lǐng)與擋油環(huán)之間的空腔中油霧外逸量小，少量油沫、油霧在擋油環(huán)密封作用下，從密封級間回流到油箱，潤滑油主要通過通氣平壓孔外逸，擋油環(huán)與主軸內(nèi)潤滑油的體積分數(shù)(濃度)最大為0.002 31.改進后的下導(dǎo)軸承結(jié)構(gòu)潤滑油外逸量最大體積分數(shù)為改造前的21.79%，下導(dǎo)軸承潤滑油的外逸量大大減少.

圖10 2種結(jié)構(gòu)油霧外逸通道及外逸體積分數(shù)

4 結(jié) 論

文中在研究原結(jié)構(gòu)和改進結(jié)構(gòu)的流場特性和潤滑油兩相分布差異性的基礎(chǔ)上，開展了關(guān)于軸承結(jié)構(gòu)對水輪發(fā)電機組油霧外逸現(xiàn)象的抑制作用研究，得出以下結(jié)論：

1) 通過對比2種結(jié)構(gòu)內(nèi)部數(shù)值計算結(jié)果壓力分布，定性分析了油霧外逸現(xiàn)象是由于油箱內(nèi)外下導(dǎo)軸承密封結(jié)構(gòu)缺失和油箱內(nèi)外壓力差較大引起的；選取油箱內(nèi)部8個監(jiān)測點壓力值，計算對應(yīng)兩點壓力差值，對比分析表明通氣平壓孔可以有效緩解油箱內(nèi)外壓力差，減少油霧外逸運動的驅(qū)動力。

2) 改進結(jié)構(gòu)增設(shè)了密封結(jié)構(gòu)和通氣平壓孔，新增結(jié)構(gòu)改善了油箱內(nèi)部流場，并減少了潤滑油內(nèi)氣泡的數(shù)量，保證了下導(dǎo)軸承的運行穩(wěn)定性，證實了結(jié)構(gòu)的幾何參數(shù)和環(huán)境物理因素是影響油霧逸出的重要因素.改進后的下導(dǎo)軸承結(jié)構(gòu)油霧外逸量減少了78.21%，油霧外逸得到顯著抑制.