转桨式水轮机高油压受油器间隙泄漏特性的研究

林华，张蒙，唐万琪

转桨式水轮机高油压受油器间隙泄漏特性的研究

林华1，张蒙1，唐万琪2

（1.四川省机械研究设计院（集团）有限公司，四川 成都 610063；2.西华大学 能源与动力工程学院，四川 成都 610039）

为提高转桨式水轮机受油器的油压等级，研发了一种含有伺服环结构的受油器装置。分别在不同转速、不同进口压力及不同密封间隙下进行数值计算，从定量和定性两个角度对转桨式水轮机高油压受油器的间隙泄流情况进行分析。研究发现：密封间隙量、转速及进口压力对高油压受油器间隙流场分布规律基本没有影响；这三个变量中，进口压力对高油压受油器间隙泄漏量的影响最大；当密封间隙量取30 μm时，泄漏量的大小和变化趋势都较为理想。研究证明，该高油压受油器可以在高油压时正常运转。

转桨式水轮机；高压受油器；间隙泄漏；数值计算

与混流式水轮机的固定式叶片相比，转桨式水轮机的转轮叶片安放角能自动地随工况而变，并和导水叶开度相匹配[1]。当机组稳定运行时，导叶开度和叶片角度在特定接合区域内改变；当工况发生变化时，通过协同调节控制导叶开度和转轮叶片转角，以适应水头及流量变化而保持高效率[2-3]。

受油器是转桨式水轮机特有的设备，其主要作用是将调速系统的压力油从固定油管引入到转动着的操作油管内，并将其传送至桨叶接力器，及时、有效地调整桨叶开度，从而使水轮机组中的桨叶和导叶始终保持协联关系[4-5]。现有受油器常采用浮动瓦结构，适用于压力为6.4 MPa以下的工况，若直接提高它的工作压力，则会造成浮动瓦的异常磨损。浮动瓦经过长期偏磨运行会导致间隙慢慢变大、密封逐步失效，从而使受油器配油过程中漏油量急剧增大[6-7]。受油器的正常工作与否直接影响桨叶的正常操作及调速系统的稳定性，进而影响到机组的运行效率和安全性[8-10]。为了提高受油器的油压等级，现自主研发一种含有伺服环结构的受油器装置。采用液压伺服自动调心原理[11]，即伺服环与旋转轴偏心时，轴转动将会产生油膜张力，由于伺服环重量很小，这种张力会使伺服环相对旋转轴呈浮起状态，此时偏心减小。当偏心减小到一定程度、对应产生的张力正好与伺服环重量相等时，便达到了动态平衡。因为伺服环重量很小，因此在这个动态平衡时的偏心很小，伺服环会自动与轴保持基本同心，磨损很小，实现高油压（16 MPa及以上）情况下正常运转的目的。通过Fluent软件对伺服环与旋转轴之间形成的密封间隙内部流场特性进行了仿真分析。

1 受油器密封环数值计算

1.1 受油器装置结构及基本参数

含有伺服环结构的受油器装置如图1所示，包括旋转芯轴，旋转芯轴上设置有进、出油孔；沿着旋转芯轴轴向在外部设置有静止的外筒，外筒上开设有外筒进、出油口；设置在外筒上端有端盖1和轴承1，在外筒下端设置有端盖2和轴承2；其特征在于，在旋转芯轴外表面与外筒内表面之间形成的空间内设置有沿着旋转轴轴向方向布置的两个伺服环，伺服环与旋转轴之间形成间隙；伺服环上开设有伺服环进、出油口，伺服环进、出油口外侧与外筒进、出油口位置对应，内侧与芯轴的进、出油孔位置对应。

图1 受油器装置结构图

转桨式水轮机高油压受油器基本参数如表1所示。所采用的配油介质为L-TSA46号汽轮机油，在40℃时，其动力黏度为0.04 kg/(m·s)，密度为871 kg/m3。

表1 高油压受油器基本参数

1.2 间隙量的确定

最优密封间隙[12]为：

计算得：opt＝30 μm。

1.3 模型建立与网格划分

利用UG软件建立间隙密封环的仿真模型，如图2所示。

仿真全部采用六面体结构化网格进行划分。相对于四面体网格和多面体网格，六面体

网格计算量较小，网格质量最高，抗畸变能力最强。当网格尺寸相同时，六面体网格收敛性最好，同时仿真计算所用的时间最少。如图3所示，网格质量在0.57以上，网格数约770万。

1.4 边界条件设置

将上述结构化网格导入Fluent进行数值模拟，间隙密封选用RNG湍流模型，并配合标准壁面函数法。相较于标准模型，RNG湍流模型有效改善了精度。采用SIMPLE算法进行计算，设置迭代残差为10-6。流场入口为压力入口边界条件，大小为16 MPa；由于流场出口处直通外界，流场出口为压力出口边界条件，大小为一个标准大气压，即101325 Pa。流场内壁面设置为运动壁面，绝对旋转，速度大小为3.125 rad/s，外壁面静止不动。间隙泄漏量是本文研究的重点，于是在出口处设置监测点，检测出口处质量流量大小。

2 不同参数对高油压受油器间隙泄漏特性的影响

2.1 间隙大小

在转速取额定转速187.5 r/min、进口压力取额定压力16 MPa的条件下，通过数值模拟计算，得到不同密封间隙量（15 μm、25 μm、35 μm、45 μm）时的计算结果。

由图4、图5可知，不同密封间隙量下压力场分布情况相似，从中间部分（16 MPa）到出口处压力均匀降低。在出口处，压力值降至0.14 MPa左右；间隙流场速度随着间隙量的增大而增大。整体而言，密封间隙量对高油压受油器间隙流场分布规律基本没有影响。

图2 间隙密封环三维模型

图3 间隙密封环的六面体结构化网格

图4 不同间隙大小下压力分布图

由图6可知，间隙出口平均速度随着密封间隙量的增大而增大。出口平均速度最小为0.230 m/s、最大为1.545 m/s。这主要是因为：间隙量较小时，壁面粘性作用大，粘滞力阻碍了流体的运动；间隙量较大时，间隙内流体流动发展得更充分。

由图7可知，间隙泄漏量随着密封间隙量的增大而上升，曲线斜率也随之增大，间隙量超过40 μm之后泄漏量急剧上升。这是由于流速随着密封间隙量的增大而增大，且出口截面积也随密封间隙量的增大而增大，因而变化呈现二次曲线关系。考虑到加工和装配精度的影响，密封间隙量不能无限缩小，因此密封间隙量取30 μm比较合适。实际工作中，当密封间隙量取30 μm时，间隙量会在20～40 μm范围内变化，而这一区间内泄漏量的大小和变化趋势都较为理想。泄漏量最小为97.95 mL/min、最大为1965.59 mL/min。

2.2 转速

在间隙大小取理论最佳间隙30 μm、进口压力取额定压力16 MPa的条件下，通过数值模拟计算，得到不同转速（150 r/min、187.5 r/min、200 r/min、250 r/min）时的计算结果。

由图8、图9可知，不同转速下压力场分布规律相似，从中间部分（16 MPa）到出口处压力均匀降低，在出口处，压力值降至0.14 MPa左右；转速变化对间隙流场速度没有明显影响。

图5 不同间隙大小下流场速度矢量图

图6 间隙出口平均速度随密封间隙量的变化

图7 间隙泄漏量随密封间隙量的变化

图8 不同转速大小下压力分布图

由图10可知，出口平均速度随转速的增大而增大，但变化量非常小。出口平均速度最小为0.710 m/s、最大为0.728 m/s。

由图11可知，泄漏量随转速的增大而增大，但转速大小对泄漏量的改变微乎其微。这是因为本文研究的受油器在低转速区间工作，数值模拟所研究的四种不同转速也都属于低转速。在低转速下间隙内流场较为稳定，速度矢量排列方向基本一致，不会出现涡流或转捩。本文所得仿真结果也符合Groddeck[13]的实验结论，在0～2000 r/min转速区间内，流场内部属于层流，转速改变对泄漏影响较小。泄漏量最小为601.46 mL/min、最大为617.13 mL/min。可见，转速对高油压受油器间隙泄漏流基本没有影响，在后续研究中可不予考虑。

2.3 进口压力

在间隙大小取理论最佳间隙30 μm、转速取额定转速187.5 r/min条件下，通过数值模拟计算，得到不同进口压力1（12 MPa、16 MPa、20 MPa）时的计算结果。

由图12、图13可知，不同进口压力下压力场分布情况相似，从中间部分（各自的进口压力）到出口处压力均匀降低，在出口处，压力值降至0.14 MPa左右；间隙流场速度随着进口压力的增大而增大。

图9 不同转速大小下流场速度矢量图

图10 间隙出口平均速度随转速的变化

图11 间隙泄漏量随转速的变化

图12 不同进口压力下压力分布图

图13 不同进口压力下流场速度矢量图

由图14可知，出口平均速度大小随进口压力的增大而线性增大。出口平均速度最小为0.546 m/s、最大为0.885 m/s。

由图15可知，泄漏量随进口压力的增大而线性增大。泄漏量最小为464.31 mL/min、最大为750.65 mL/min。

图14 间隙出口平均速度随进口压力的变化

图15 间隙泄漏量随进口压力的变化

3 结论

（1）密封间隙量、转速以及进口压力对高油压受油器间隙流场分布规律基本没有影响，但间隙流场速度随着进口压力和密封间隙量的增大而不断增大，而随着转速的变化却没有明显变化。

（2）间隙出口平均速度和泄漏量都随密封间隙量的增大而增大，间隙量超过40 μm之后，泄漏量急剧上升。间隙出口平均速度和泄漏量都随进口压力的增大而线性增大。转速对高油压受油器间隙泄漏量基本没有影响，在后续研究中可不予考虑。在间隙量、转速和进口压力三个变量中，进口压力对高油压受油器间隙泄漏量的影响最大。

（3）考虑到加工和装配精度的影响，密封间隙量不能无限缩小，因此密封间隙量取30 μm比较合适。

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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

林华（1967－），男，四川南充人，教授级高工，主要研究方向为能源电力、流体机械，E-mail：153846427@qq.com。