离心式气密封在轴承油雾治理中的应用及流场分析

田仁斌 张承俊 苏纪成 陈晓龙 魏学锋

摘要：为有效解决大型水轮发电机组推力轴承普遍存在的油雾污染问题，基于“疏”代替“堵”的理念，提出了一种离心式气密封结构，并在溪洛渡电站某台机组上安装应用。该结构在机组大轴上安装了离心式叶片，叶片随轴转动，在流道内形成高速高压的气流，外溢的油雾则随气流进入蜗壳流道，最后被油雾吸收系统带走，阻止了油雾被转子支臂下方的负压吸走，油雾治理效果良好。此外还采用计算流体力学软件对该结构的内部流场进行了三维数值模拟，分析了叶片的气动性能及内部流场规律，计算结果与现场试验结果一致，验证了计算方法的可靠性。研究结果为大型水轮机组轴承油雾治理提供了一种新的解决思路，也为气密封的研究及优化设计提供了一种参考。

关 键 词：油雾治理; 离心式气密封; 数值模拟; 流场分析; 水轮发电机组; 溪洛渡水电站

中图法分类号： TV734

文献标志码： A

DOI：10.16232/j.cnki.1001-4179.2022.04.034

0 引 言

大型水轮发电机组推力轴承甩油造成的油雾污染问题，严重影响着机组的稳定运行[1]。二滩、瀑布沟、小湾、龙滩等大型水电站在投运后，均受到不同程度的来自推力轴承油雾污染问题的困扰，总结导致该问题的主要原因，发现此类电站存在共通的问题：① 随着水轮发电机组单机容量大型化的发展趋势，机组多为立轴半伞式结构，推力轴承布置于下机架位置，推力轴承结构复杂而油槽空间有限，推力头带动透平油高速旋转，导致油槽内油剧烈地流动，加上油流的高温，引起了透平油的飞溅和霧化[2];② 大型机组发电机定子冷却多采用密闭自循环空气冷却方式，在转子支臂下端进风口与推力轴承油槽盖板之间的位置会产生较大的负压空间，加剧了油槽盖板间隙处的甩油和油雾外溢，油雾随着风道进入发电机内部，污染发电机设备[3-4];③ 部分机组存在转子中心体与推力头接合面甩油的情况[5]。

针对以上原因，常采用提升油槽盖板高度、改进油槽盖板接触式密封结构、增设甩油环、优化补气系统及油雾吸收机布置方式、降低油槽油位等措施[2-6]对油雾吸收系统进行改进，但是治理效果有限，油污问题未得到根本性的解决，这些改造措施主要也是围绕“堵”的方式来进行。本文在吸收了上述改进措施优点的基础上，基于“疏”代替“堵”的理念，提出了一种离心式气密封结构，并在溪洛渡电站机组推力轴承上安装应用（见图1）。由于针对该结构的研究成果还很少，对其内部流动规律的认识更加有限，本文采用计算流体力学软件对离心式气密封结构内部流场进行了三维数值模拟，分析离心式叶片的气动性能和内部流场规律，以为离心式气密封研究及优化设计提供一种参考。

1 离心式气密封设计

溪洛渡电站某台机组单机额定功率770 MW，额定转速125 r/min，机组为立轴半伞式密闭自循环全空冷式结构，推力和下导轴承共用一个油槽，油槽设计容量约25 m3，冷却方式为镜板泵外循环，油槽结构如图2所示。自投运以来，该机组推力轴承外甩油引起的油雾污染情况严重，在油槽盖板、下机架、定子空冷器等位置均发现明显的油污淤积。经过岁修期间的技术改造，在原有油槽盖板结构[7]上加装了离心式气密封结构，如图3所示，经过长期运行观察，该装置运行稳定，油雾得到了有效控制，油雾治理效果良好[8]。

1.1 安装离心式叶片

利用推力头“U”型槽位置的空间，在推力头上安装离心叶片。参考通用离心风机叶轮设计经验，后向式叶片相比于径向和前向式具有效率高、风量大等特点，同时考虑直板型叶片在制造及安装时的可靠性，并通过气密封缩小模型性能试验台试验验证，最终确定离心式叶片采用后向式直板型叶片。另外，为便于叶片的固定，叶片底部及上部焊接有前盘及后盘，同时为减弱前盘进风口位置的流动分离，前盘采用了锥形前盘。机组大轴的旋转带动叶片一起转动，通过叶片做功，在叶片流道内形成高速高压的气流，外溢的油雾则随着气流被带走，进入油雾吸收系统，避免外溢的油雾被转子支臂下方的负压吸走，被带入发电机内部，污染设备。叶片的气动性能也成为影响密封效果好坏的关键因素。

1.2 改进油槽盖板

取消原有油槽上部盖板，将盖板结构重新设计为阶梯式，提升了盖板轴向高度，同时在盖板上部预留有进气接口，与送风系统连通，下部则加工有排气接口，与油雾吸收系统连通，使得送风系统的接口与油雾吸收系统的接口在同一盖板上，这样的一体式设计使得油槽上部盖板即是叶片的进气导风装置，同时与油槽下部盖板处新增的接触式密封构成了蜗壳腔。蜗壳腔截面为周向渐变面，内部为楔形空腔，用于收集油槽溢出的油雾和旋转叶片产生的气流。这样不仅提升了油槽的轴向空间，而且简化了盖板结构，更加利于加工和现场安装。另外，在保持原有油槽下部盖板的基础上，增加了支撑螺栓，保证了油槽盖板的稳定性;同时，为阻止可能的油雾外溢，在盖板上端与大轴接触位置，也安装了接触式密封齿。

1.3 优化送风系统及油雾吸收系统

为增大补气量，送风系统优化为风机送风，气流经过汇流环管汇集后，通过12根送风支管从油槽上部盖板向叶片进口补气。油雾吸收系统则由排气支管与静电油雾分离装置组成，周向布置有12台静电油雾分离装置，从油槽上部盖板导出的气流通过排气支管引至静电油雾分离装置，该装置将气流中的油液析出，并排出干净空气。

2 离心式气密封内部流场数值模拟

2.1 三维建模及网格划分

本文以前述机组上应用的离心式气密封作为研究对象进行三维建模。叶轮转速n=125 r/min，送风系统支管额定流量Qv=99 m3/h（送风系统启动时，通过风速传感器测量计算得到），叶轮内径D1=4 120 mm，叶片为后向式直板型，叶片厚度为5 mm，叶轮前盘为锥形，叶片进口安放角βb1=45 °，叶片数z=180，叶片出口宽度b2=35 mm。AAB27C9B-372A-463D-873F-73948A0DBD64

为减少计算量，考虑几何模型及流动的周期性特点，本次计算只采用模型的1/12作为计算域，并将计算域分为进口域、叶轮域、蜗壳域。因为与排气支管连接的油雾吸收装置的出口直接与大气相通，且主要通过静电吸附作用过滤排气管中的油雾，所以本文计算模型忽略了油雾吸收装置对支管气压的影响，取用长210 mm的圆柱管道代替，断面为出口边界，且假设该装置直接与大气压连通。另外，因进气支管测压点处分别布置有压力和风速传感器，能够实时监测到该位置的全压及风量，便于计算模型边界条件的设定，所以同样取长210 mm的圆柱管道代替进气支管，其断面为进口边界，如图4所示。使用ICEM CFD对计算域进行网格划分，所有计算域均采用非结构四面体网格，对流动剧烈的叶轮区域进行了加密，同时考虑叶片壁面流动求解采用壁面函数，要求第一层网格处于湍流核心区，第一层网格划分时，保证叶片壁面Y+值在30～300之间，计算模型网格如图5所示，所有区域最低网格质量均大于0.3。

另外，为保证数值计算结果的准确性，避免网格误差对模拟结果造成的影响，对网格进行了无关性验证，对比模拟计算全压值与试验测量数据，并综合考虑计算精度和计算效率，最终选择计算域总网格数为36.2万个，其中叶轮区域网格数26.3万个。

2.2 求解器、边界条件和收敛准则

本文采用计算流体力学软件ANSYS FLUENT求解器对离心式气密封内流场进行定常数值模拟。叶轮旋转采用多重参考坐标系模型（MRF）进行模拟，叶轮区域设置为旋转域，进口及蜗壳区域设置为静止域，叶轮与进口、蜗壳区域通过Interface面进行数据传递。流体介质假设为空气，密度ρ=1.225 kg/m3，湍流模型采用RNG k-ε模型[9-10]，壁面函数采用Scalable Wall Function，压力-速度耦合选用SIMPLE，压力插值方式选用Standard，动量、湍动能、耗散率的离散方式均为Second order up-wind格式[11-12]。壁面均设置为无滑移壁面，周期性边界设置为旋转周期性边界，进口边界条件设置为压力进口，出口为压力出口，出口全压设置为大气压，并设置target mass flow，计算不同风量工况下的流场情况[13-14]。设置目标残差值，并在进出口设置全压监测点，当残差值下降至目标值或者进出口压差值保持稳定时，则判断计算结果收敛。

3 数值模拟结果及流场分析

3.1 叶轮气动性能及试验验证

本文计算了送风系统支管额定流量及附近共8个不同工况点，并监测叶轮进出口位置的全压及叶轮扭矩，计算得到叶轮全压及轴功率曲线如图6所示。

由叶轮全压曲线可以看出：计算值与试验测量值变化趋势保持一致，计算值整体略低于现场试验测量值，这与计算模型未考虑下部盖板接触式密封处的间隙，且忽略了推力油槽内的高温油雾泄露对流场的影响有关。随着进口流量的增大，全压缓慢上升，在额定流量工况点附近达到最高约126 Pa的压升，之后随着进口流量的继续增加，全压则急剧下降。另外，叶轮的轴功率则与进口流量成正比，从计算工况来看，对于1/12计算模型来说，最大轴功率为64 W，而对整个叶轮，轴功率损耗最高为768 W，这与水轮发电机的能量损耗对比来看，可以忽略其对机组的影响。

3.2 子午面流场分析

图7～9为蜗壳出口附近子午面截面的速度、全压及静压云图。从速度云图可以看到：叶轮进口区域的低速气流通过叶轮流道时得到了加速，并在叶片压力面附近达到最高值，被叶轮甩出的气流进入蜗壳，随着流道截面面积的增大，速度逐渐降低，动压减小，部分转化为静压，静压值则逐渐增大，静压也在蜗壳区域内达到最高值。而从全压云图来看：进口域的气流经过叶轮做功后，增压效果明显，全压最大值集中在叶片工作面区域，且该处气流速度最大，全压中动压则占主导地位，另外，在叶轮流道区域平均全压可达到约400 Pa，所以，流道内产生的高压和高速气流对从油槽下部盖板接触式密封齿位置泄露出的油雾起到了关键的抑制效果。

3.3 轴向等高截面流场分析

图10～11为叶轮出口中间等高截面位置处的流线图、速度及静压云图。值得注意的是，在速度云图上可以观察到2个低速区：区域A和区域B。区域A位于排气出口及蜗壳过渡段，从流线可以看出，在该位置气流被拆分为2路，一路通过排气管进入油雾吸收系统;另一路则绕过蜗壳过渡段进入下一级蜗壳。由于在该位置处的截面突然变化，对流动的阻碍作用较大，导致流动损失增大，加上部分动压转化为静压，所以该处速度较小。

另外，如图10所示，蜗壳过渡段对流动的阻碍导致蜗壳内的气流偏向叶轮出口方向运动，进而堵塞了部分叶轮流道出口，甚至回流至叶轮流道内，导致该部分流道内的气流无法顺畅流出，在流道内形成复杂的漩涡，造成了较大的动能损耗，速度变化梯度较大，形成低速区B。同时，叶轮流道内的流动相当复杂，各流道内的流动非常不均匀，引起该问题的部分原因可能是由于机组旋转轴的存在，导致进口域气流扰动较大，叶片进口气流不够理想，叶轮各流道内流量分布不均，这与传统离心风机进口流场[15-16]存在差异。另外，受到结构限制，叶轮上布置的叶片较短，叶片做功能力有限，这些因素都对叶轮的气动性能影响明显。

从图11还可以看到：叶片流道内静压随流道宽度变宽而增大，且沿着径向方向逐渐增大，在蜗壳区域达到最大值，而沿着周向方向，静压随着蜗壳截面面积扩大而增大，该变化趋势与子午面上静压分布规律一致。因此可以看到，蜗壳不仅起到了导流的作用，同时也发挥着扩压的功能。

4 结 论

本文介绍了已在溪洛渡水电站某台机组推力轴承油雾治理上应用的一种离心式气密封结构。该结构有别于传统采用的“堵”的方式治理，而是利用旋转叶片产生的能量将油雾“疏”导至油雾收集系统，有效地阻止了油雾被转子支臂下方的負压吸走，油雾治理效果良好。另外，从流场模拟结果来看，叶轮全压计算值与现场试验测量值一致，验证了该数值模拟方法的可靠性。通过流场分析加深了对采用后向式直板型叶片的离心式气密封内部流场规律的认识，分析也发现，机组旋转轴的存在，对离心叶轮进口流场的影响较大，导致叶轮内部流动非常不均匀，受到结构限制，在叶轮上布置的叶片较短，流道内的流动损失较大，同时，由于排气出口及蜗壳过渡段的阻碍，引起的气流偏向叶轮出口方向的运动，对叶轮流道的堵塞情况也比较明显。AAB27C9B-372A-463D-873F-73948A0DBD64

參考文献：

[1] 杨举，王涛，周峰峰，等.葛洲坝水电站发电机推力轴承油雾防治分析[J].人民长江，2018，49（17）：103-106.

[2] 刘健.龙滩水电站发电机轴承甩油原因分析及治理[J].水力发电，2017，43（4）：65-68.

[3] 武彬，任泽民，敬燕飞.瀑布沟水电站发电机油雾的治理研究及应用[J].大电机技术，2016（5）：52-55.

[4] 王伟，孙文艳，范江艳，等.大型水轮发电机组油雾问题分析与处理[J].水电与新能源，2017（2）：74-77.

[5] 张德选，张晓刚.巨型水轮发电机推力轴承甩油处理[J].水电站机电技术，2016，39（1）：68-71.

[6] 谢林，邵建林，黄国豪.二滩水电站6号发电机推力/下导油槽防甩油分析及处理[J].水电站机电技术，2017，40（3）：37-38.

[7] 姬升阳，蔡伟，张永生，等.溪洛渡右岸机组推导轴承甩油原因分析及处理[J].水电站机电技术，2014，37（5）：23-25.

[8] 张承俊，苏纪成.溪洛渡电站机组推导轴承离心式气密封装置投运报告[R].昭通：溪洛渡水力发电厂，2020.

[9] 杨伟刚，蒋博彦，赵康发，等.多翼离心风机数值模拟中湍流模型的适用性研究[J].流体机械，2017，45（10）：1-6.

[10] 窦勇，李嵩，黄东涛.非设计工况下离心通风机性能数值预估[J].风机技术，2007（4）：3-7.

[11] 周水清.低速风机内部非定常流动分离控制及应用研究[D].武汉：华中科技大学，2015.

[12] 曾庆松.基于控制速度分布的离心式通风机叶轮优化设计方法研究及内流场分析[D].杭州：浙江大学，2013.

[13] 李嵩，朱之墀.风机气动性能数值模拟的地位和技巧（二）[J].风机技术，2013，55（6）：83-87.

[14] YU Z，LI S，HE W，et al.Numerical simulation of flow field for a whole centrifugal fan and analysis of the effects of blade inlet angle and impeller gap[J].Taylor & Francis Group，2005，11（2）：263-283.

[15] 蒋博彦，刘辉，王军，等.多翼离心风机小流量工况流动特性PIV研究[J].华中科技大学学报（自然科学版），2017，45（5）：98-103.

[16] LIU X，DANG Q，XI G.Performance improvement of centrifugal fan by using CFD[J].Engineering Applications of Computational Fluid Mechanics，2008，2（2）：130-140.

（编辑：胡旭东）

Application of centrifugal gas seal in bearing oil mist control and its flow field analysis

TIAN Renbin，ZHANG Chengjun，SU Jicheng，CHEN Xiaolong，WEI Xuefeng

（China Yangtze Power Co.，Ltd.，Yichang 443000，China）

Abstract：

To solve the general oil mist pollution in thrust bearings of large hydro-generator units，based on the theory that dredging can obtain better effect than blocking，a new centrifugal gas seal structure was proposed，which was verified in one unit of Xiluodu Hydropower Station.In this structure，centrifugal blades were installed on the main shaft of the unit，and it could turn round with the shaft to generate high speed and high pressure airflow in the entire flow channel.The spilled oil mist will be brought into the volute channel by the airflow above and be absorbed by the oil mist system finally.So the oil mist was prevented from being sucked away by the negative pressure under the rotor hub arm and oil pollution was effectively controlled.In addition，the CFD software was used to conduct three-dimensional numerical simulation on the internal flow field of the centrifugal air seal.The aerodynamic performance of the blades and the internal flow field law were discussed.The simulation results were consistent with the experiment data，which verified the reliability of numerical simulation method.The research results can provide a new solution for bearing oil mist control of large hydro-generator units，and a reference for the research and optimization of gas seals.

Key words：

oil mist control;centrifugal gas seal;numerical simulation;flow field analysis;hydro-generator unit;Xiluodu Hydropower StationAAB27C9B-372A-463D-873F-73948A0DBD64