水泵水輪機止漏環(huán)間隙影響因素分析

張興宇,戴 然

(哈爾濱電機廠有限責任公司, 哈爾濱 150040)

0 引 言

抽水蓄能電站作為目前技術最為成熟的儲能手段,其調(diào)峰調(diào)頻能力是保障電網(wǎng)安全的重要支撐,隨著國家碳達峰碳中和戰(zhàn)略目標的提出,為配合新能源體系的建設,抽水蓄能電站的建設發(fā)展也進入快車道。水泵水輪機是抽水蓄能電站的重要組成部分,其整體性能和運行穩(wěn)定性也受到越來越多的關注和研究[1-2]。對于高水頭水泵水輪機,轉(zhuǎn)輪止漏環(huán)的間隙設計是機組轉(zhuǎn)動零件運行穩(wěn)定性和機組整體效率的關鍵影響因素之一,不合理的止漏裝置間隙設計會導致水泵水輪機動靜止漏環(huán)發(fā)生刮擦[3],影響水泵水輪機的運行穩(wěn)定性,甚至可能導致整個機組被迫停機[4-5]。

在實際工程設計中,除了止漏環(huán)結(jié)構剛度的影響外,止漏環(huán)間隙的設計值選取,需要考慮比如軸系撓度、溫度變化下的金屬膨脹等諸多其他因素的影響[6]。對止漏環(huán)間隙設計的基本原則進行了說明,以某高水頭水泵水輪機原型機為研究對象,對其止漏環(huán)間隙設計值進行計算,分析止漏環(huán)間隙影響因素。

1 止漏環(huán)間隙設計的基本原則

根據(jù)止漏環(huán)設置的最主要作用,即降低機組容積損失,因此止漏環(huán)的設計應以功率損失最小為初步原則。通過計算漏損流量,進而計算出上冠及其他處的功率損失,來確定止漏環(huán)尺寸的大小。在進行止漏環(huán)設計時,除了需要考慮止漏環(huán)結(jié)構的選取外,還需要對不同的間隙寬度b和間隙長度L進行比較,以決定最好的結(jié)構方案。

根據(jù)流體力學間隙流動中功率損失與最佳間隙值的關系,可以繪制出間隙寬度分別為b1、b2、b3時,壓差引起的泄漏功率損失ΔPq、摩擦引起的功率損失ΔPf以及總功率損失ΔP隨間隙寬度b和間隙長度L的變化關系,如圖1所示。從圖1可以看出,ΔPq與b、L都有關系,b越小則ΔPq越小,但b的最小值受結(jié)構和工藝條件的限制。在b一定的情況下,ΔPq隨L的增大而減小,但L值超過一定范圍后,ΔPq減小變緩慢。ΔPf與L有關系,L越大則ΔPf越大。但ΔP曲線有極小值。

圖1 功率損失隨間隙寬度b和間隙長度L的變化曲線

可以看出,止漏間隙長度L應按圖中ΔP曲線的最低值確定;而止漏間隙值b則需要由結(jié)構設計因素和工藝制造能力確定。在實際工程設計時,不僅要考慮以上因素,根據(jù)機組運行要求,還需要綜合考慮運行時轉(zhuǎn)輪擺度及止漏環(huán)變形等因素對止漏環(huán)間隙設計值的影響。

高水頭水泵水輪機止漏環(huán)結(jié)構通常比較復雜,間隙一般也較小,對于上止漏環(huán),有利于減小主軸密封漏水量及機組容積損失。止漏環(huán)間隙越小對上述影響因素越有利。止漏環(huán)間隙過大會影響轉(zhuǎn)輪效率,但止漏環(huán)間隙過小又會影響機組安全穩(wěn)定運行,因此要保證做到止漏環(huán)徑向間隙嚴格按模型比例換算到真機間隙的同時,在滿足安全穩(wěn)定運行基礎上,力爭盡量進行小間隙設計。

2 止漏環(huán)間隙統(tǒng)計數(shù)據(jù)分析

雖然原型水泵水輪機止漏環(huán)結(jié)構設計的基本原則是一致的,但在實際工程設計中,由于各設備制造公司設計理念上的差別,止漏環(huán)在結(jié)構和間隙值的選取上也不盡相同。蓄能機組轉(zhuǎn)輪上止漏環(huán)的間隙一般取值1.5～1.7 mm,下止漏環(huán)間隙為一般選取1.7～1.9 mm;清遠抽蓄、西龍池抽蓄等項目,其轉(zhuǎn)輪上、下止漏環(huán)間隙分別為1.4 mm和1.6 mm 左右;洪屏項目的轉(zhuǎn)輪上、下止漏環(huán)間隙則分別為0.8～1 mm和1～1.2 mm左右。

為進一步分析高水頭水泵水輪機止漏環(huán)間隙的取值,對國內(nèi)外水電設備制造公司設計的已運行電站和在制電站的轉(zhuǎn)輪上、下止漏環(huán)間隙值進行了統(tǒng)計,相關數(shù)據(jù)如表1所示。根據(jù)統(tǒng)計數(shù)據(jù)可以看出,抽水蓄能機組原型機的轉(zhuǎn)輪止漏環(huán)間隙基本分布在1～2 mm之間,其中上止漏環(huán)平均間隙為1.5 mm左右,下止漏環(huán)平均間隙為1.7 mm左右。

表1 水泵水輪機止漏環(huán)間隙統(tǒng)計數(shù)據(jù)

工程設計時要求真機轉(zhuǎn)輪止漏環(huán)的間隙通常不超過模型間隙的比例換算值,而為了提高模型轉(zhuǎn)輪的性能,模型轉(zhuǎn)輪止漏環(huán)的間隙設計值一般很小,因此真機止漏環(huán)的間隙向縮小的趨勢發(fā)展[7],為此機組的軸系及支撐結(jié)構需要進行加強,對機組的制造和安裝要求也需要進一步提高。

3 軸系撓度對止漏環(huán)間隙的影響分析

水輪機止漏環(huán)間隙設計需考慮轉(zhuǎn)動部件各部軸承的支承剛度、軸系在各種不平衡力作用下發(fā)生的彎曲、轉(zhuǎn)輪止漏環(huán)各工況的綜合形變等多種因素[8]。

軸系撓度計算中,充分考慮機組正常工況、額定轉(zhuǎn)速和特殊飛逸轉(zhuǎn)速工況,綜合考慮轉(zhuǎn)動部分靜不平衡力和動不平衡力、偏心磁拉力、軸向和徑向力等,支撐部件的剛度、混凝土剛度、油膜剛度等,力求計算結(jié)果更準確。

3.1 軸系撓度計算基本數(shù)據(jù)

以某高水頭水泵水輪機原型機為分析對象,開展了相關軸系變形工程計算,基本計算數(shù)據(jù)均取自該項目方案設計數(shù)據(jù),如表2所示。

表2 軸系計算基本數(shù)據(jù)

表1中,導軸承剛度中括號內(nèi)的數(shù)值分別為:機架自身剛度、混凝土剛度、油膜剛度。油膜剛度完全按照軸承計算時油膜剛度取值,混凝土剛度由電站設計標準確定,機架自身剛度按照計算值選取,水輪機頂蓋和軸承支架的合成剛度為10.5 MN/mm。發(fā)電機轉(zhuǎn)動部分不平衡力和轉(zhuǎn)輪重量不平衡力分別按照其質(zhì)量對應不平衡等級G2.5進行計算所得,水導間隙產(chǎn)生的力按照水導間隙為0.15 mm計算所得。發(fā)電機轉(zhuǎn)動部分不平衡力、轉(zhuǎn)輪質(zhì)量不平衡力和水導間隙產(chǎn)生的力在計算時,計入了額定工況和飛逸工況時的放大系數(shù),經(jīng)計算其額定工況動力放大系數(shù)為1.42,飛逸工況動力放大系數(shù)為2.61。額定工況的偏心磁拉力按照氣隙不均勻度為4%進行計算所得,飛逸工況的偏心磁拉力按照額定工況的10%進行計算。轉(zhuǎn)輪處不平衡力由水力設計確定。經(jīng)表2基本數(shù)據(jù)計算整理可以得到額定工況和飛逸工況下的軸系載荷情況如表3所示。

表3 各工況軸系載荷

3.2 有限元計算模型

應用計算軟件ANSYS12.1,在有限元模型中,有52個梁單元(BEAM188)用來完成對軸模型的建立、6個彈簧元 (COMBIN14)用來完成對3個導軸承剛度的模擬建立、14個質(zhì)量元(MASS21)用來完成軸上的附加質(zhì)量的模擬建立。有限元計算模型見圖2。

圖2 軸系有限元計算模型

3.3 軸系載荷分布

在模擬支撐導軸承支撐剛度的彈簧末端全約束,將發(fā)電機側(cè)和水輪機側(cè)的受力分別加載在發(fā)電機轉(zhuǎn)子中心位置和轉(zhuǎn)輪中心處(加載方向相反時變形最大,故后續(xù)計算時都按照反向加載),軸系的載荷分布如圖3所示,額定工況下的軸系載荷見表4,飛逸工況下的軸系載荷見表5。

圖3 軸系受力示意圖

表4 額定工況下的軸系載荷

表5 飛逸工況下的軸系載荷

3.4 計算結(jié)果分析

經(jīng)過有限元分析計算得出軸系在轉(zhuǎn)輪、上止漏環(huán)和下止漏環(huán)處在不同工況下的變形,計算數(shù)據(jù)見表6。

表6 軸系變形計算結(jié)果

分析計算結(jié)果,相較于止漏環(huán)間隙的一般設計值1～2 mm,軸系在轉(zhuǎn)輪及止漏環(huán)處的變形可以認為是止漏環(huán)間隙設計時需要綜合考慮的主要變形之一,對止漏環(huán)間隙設計值的選取影響很大。

4 溫度變化對止漏環(huán)間隙的影響分析

機組在調(diào)相運行時轉(zhuǎn)輪止漏環(huán)溫度會升高,由于固定止漏環(huán)和轉(zhuǎn)動止漏環(huán)材料不同,因此兩者的線膨脹系數(shù)也不同,在升高相同溫度的情況下兩者的膨脹量不同,會導致止漏環(huán)間隙發(fā)生變化。分析對象項目的轉(zhuǎn)動止漏環(huán)材料為ZG04Cr13Ni5Mo,固定止漏環(huán)材料為ZCuAl9Fe4Ni4Mn2,查詢相關標準,可以得到兩種材料的線膨脹系數(shù)及相關計算參數(shù),如表7所示。

表7 溫度變化下止漏的環(huán)線膨脹量

從表中的參數(shù)可以看出,止漏環(huán)溫度升高過程中固定止漏環(huán)的膨脹量大于轉(zhuǎn)動止漏環(huán)的膨脹量,取止漏環(huán)溫度升高30 ℃(止漏環(huán)運行溫度一般不大于60 ℃)時的數(shù)據(jù)進行計算分析,相關結(jié)果如表8所示。

表8 溫度升高產(chǎn)生的止漏環(huán)間隙變化

在止漏環(huán)溫度變化時,產(chǎn)生的變形量很小,止漏環(huán)的向外變形量不會導致止漏環(huán)間隙的不利變化,故在實際設計過程中基本上可以忽略溫度對止漏環(huán)間隙設計的影響。

5 結(jié) 語

對水泵水輪機止漏環(huán)間隙設計的基本原則進行了闡述,止漏環(huán)間隙由結(jié)構因素和工藝制造能力共同決定。 軸系在不平衡力、偏心磁拉力、軸向和徑向力等多種力的綜合作用下,自身撓度導致的轉(zhuǎn)輪及止漏環(huán)處的變形是止漏環(huán)間隙設計時主要因素。在實際工程設計中,應盡量減小間隙設計值。此研究為水泵水輪機止漏環(huán)間隙設計工作作出了有益的探索,而水泵水輪機過渡過程、運行狀態(tài)更為復雜,暫態(tài)工況下止漏環(huán)間隙對轉(zhuǎn)輪運行狀態(tài)的影響,仍需在未來開展更深入的分析。