小堆核主泵屏蔽電機熱態額定工況熱流場分析

2022-07-15 02:21:18艾麗昆路義萍索文旭韓家德謝增林

電機與控制學報 2022年6期

艾麗昆，路義萍，索文旭，韓家德，謝增林

(1.哈爾濱理工大學機械動力工程學院，黑龍江哈爾濱 150080；2.齊齊哈爾大學機電工程學院，黑龍江齊齊哈爾 161000；3.哈爾濱電氣動力裝備有限公司，黑龍江哈爾濱 150040)

0 引言

核主泵屏蔽電機承受壓力大、工作溫度高，本身結構及散熱情況又相對復雜，要求60年使用壽命，因此，對于每臺新設計電機的狹窄間隙冷卻系統中的流體及整機固體，特別是潤滑軸承水[1]、定子繞組絕緣等進行熱流場，即熱安全研究非常重要[2-3]。

電機的損耗大小和冷卻系統的冷卻能力等多方面決定其能否安全運行，屏蔽電機冷卻系統一般采用內外部雙冷卻水回路設計；屏蔽電機的損失一般可分為水摩耗、電損耗和渦流損耗，后兩項可用有限元法計算得到[4-5]。在摩擦損耗方面，典型文獻如下：文獻[6]研究了摩擦損耗不同計算方法對水冷屏蔽電機熱場的影響；文獻[7]計算了浸水重金屬飛輪的摩擦損耗，并分析重金屬飛輪對先進非能動壓水堆(AP1000)屏蔽電機主泵的影響；在電磁損耗方面；文獻[8]設計了一款屏蔽套損耗測量的簡易裝置，測得了電機屏蔽套厚度變化及材料電阻率變化時的損耗數值，并分析特點；文獻[9]提出了一種考慮穿透深度的定轉子屏蔽套電磁損耗的計算公式，分析研究了定子、轉子材料對損耗、磁化電流和性能的影響；文獻[10]對一臺30 kW屏蔽電機傳熱和電磁性能進行了耦合分析，討論了定轉子屏蔽套之間的水間隙大小對電機溫升和電磁性能的影響；在熱流場方面，如文獻[11]以5.5 MW屏蔽電機定子繞組為研究對象，采用提出的一種等效熱網絡方法，模擬其溫度分布；文獻[12]把屏蔽電機夾套中的二次水螺旋流道簡化為上下直通，一次水下部軸承潤滑回路簡化為多入口，研究了一屏蔽電動機的流體場、溫度場分布特點；文獻[13]彌補了文獻[12]的上述兩缺陷，同時，對外置換熱器中高溫一次水的熱平衡完成計算，指出定子鐵心疊片軸/徑/切向熱導率數值不同等因素變化對電機內繞組峰值溫度的具體影響；文獻[14]解決了屏蔽電機定子端部溫升過高問題，并給出了結構改進方案；文獻[15]分析了考慮輻射時，AP1000屏蔽電機內部與定子端部氮氣腔的傳熱特性；文獻[16]針對屏蔽電機下飛輪周圍的間隙流進行了研究，并分析了不同工況下飛輪間隙流動的傳熱特性；文獻[17]反演計算了屏蔽電機內部的狹窄間隙流場分布，并對其關鍵部位的流場進行了分析，但屬于冷態等溫流動。除了核主泵屏蔽電機之外，其他類型電機如永磁同步電機[18-19]、感應電動機[20]等也進行了溫度場研究。

綜上可知，國內外學者對電機的電磁損耗、定子繞組計算準確性等方面進行了一定的研究；但有些只針對局部位置進行研究，其中邊界對流換熱系數h采用誤差為20%的經驗公式計算，而h實際為位置的函數，也未見高壓下一二次水的密度等熱物性參數隨溫度變化的說明，多數取1個大氣壓力下的常物性數值；此外，關于一次水溫度計算結果準確性驗證缺乏，算法還有待改善。

研究堆用的多用途、模塊式全密封屏蔽泵電機為近期核能應用的重要發展方向。其冷卻結構特點：一次冷卻水上進下出，反應堆冷卻劑泵位于電機的下方，在電機機殼外且上下定子端腔之間，直接外繞了雙層螺旋管/槽換熱器，二次水同時吸收進入高溫螺旋管中的高溫一次水和鐵心通過機殼徑向放出的熱量，形成換熱器和電機一體化的串并聯冷卻換熱回路，強化了換熱[21]且結構緊湊，比文獻[12-14]中介紹的CAP1400屏蔽電機冷卻回路[22](離開電機的高溫一次水在外置管殼式換熱器中冷卻，機殼夾套中二次水僅吸收沿徑向定子鐵心軛部傳遞出的熱量)更復雜。

本文采用計算流體力學(computational fluid dynamics，CFD)方法，對上述電機的熱態額定工況進行流固耦合數值模擬研究，彌補試驗測點少不能得到內部詳細數據的缺憾，目的是得到屏蔽泵電機與換熱器系統內部、上下定轉子端腔之間，三維旋轉間隙流的熱流場變化規律，特別是作為潤滑軸承的一次水溫升特點，并與廠方提供試驗數據對比，為核主泵屏蔽電機的熱態額定工況熱應力計算、軸承潤滑熱安全分析及優化提供參考。

1 物理模型

本研究采用SOLIDWORKS軟件建立屏蔽泵電機模型并修體。試驗轉速測量均值為2 910 r/min，頻率為50 Hz，定子繞組形式采用雙層短距繞組，繞組絕緣等級為N級，見圖1。電機基本尺寸為：定/轉子槽數為30/22，定轉子屏蔽套間隙2 mm；主要部件：見圖1(a)，包括端蓋、機殼、定轉子鐵心、轉子銅條、定轉子齒壓板、定子繞組、機座等；換熱器中布置4根冷卻高溫一次水的螺旋管直徑為23 mm，螺旋管沿軸向間隔布置，管與管之間將二次水路隔成螺旋形狀的槽道，采用內外罩板將螺旋管和二次水分為并聯的兩部分，換熱器上下部端腔包在定子繞組的上下端腔外部，見圖1，即電機電磁發熱部件所在的溫度較高的位置。若采用單層螺旋管布置[21]，螺旋管將布置在電機上部無熱源的位置，換熱效果將達不到要求，不適合于本電機。換熱器的二次冷卻水與其中的高溫一次水為逆流布置方式，電機一次水入口采用上進下出，見圖1(b)，不同于以往屏蔽泵電機CAP1400冷卻回路設計[22]，換熱效果較好。

為節省計算時間，同時考慮結構及內外冷卻水路布置特點，選取整機四分之一作為計算域模型，為使計算邊界完整準確，電機下方的主泵連接用外套管，其中的主泵反應堆冷卻劑也包含在計算域中，見圖1(其中白色圓圈標識的位置分別為定子繞組、匯流腔及端蓋水測點位置)。

圖1 計算域模型

2 數學描寫及計算條件

為了簡化求解過程，假設：1)冷卻水的馬赫數小于0.7，為不可壓縮流體；2)電磁損耗引起的發熱部件中的熱源均勻分布，固體部件間接觸緊密，可采用常用的無接觸熱阻簡化方法；3)定子繞組所在的上下氮氣腔中，絕大部分位置充滿綁繩綁環，氮氣腔按絕熱處理；4)僅研究穩態流動及傳熱過程。

2.1 數學模型

屏蔽電機的換熱器中，一/二次冷卻水分別在管/殼程，即螺旋管/槽道內流動及傳熱；而在電機轉子旋轉時，軸心和輔葉輪水一同旋轉，定轉子間隙中的一次冷卻水，在剪切力作用下，會形成復雜旋轉窄間隙泰勒-庫特流。經多次試算旋轉和軸向平均雷諾數Reω、Rez，見式(1)、式(2)，計算域內流體均處于充分發展的湍流流動狀態；計算過程中旋轉流動雷諾湍流時均控制方程，包括質量及動量守恒方程式(3)和式(4)，固定和旋轉兩坐標系中的通用控制方程[23]見式(5)：

(1)

(2)

▽·(ρur)=0，

(3)

▽·(ρurur)+ρ(2Ω×ur+Ω×Ω×r)=

-▽·p+▽·τ+F，

(4)

▽·(ρuΦ)=▽·(ΓgradΦ)+SΦ。

(5)

式中：ω表示旋轉角速度標量；δ表示間隙流特征尺度，數值為定轉子屏蔽套的內外半徑差值；ν為運動粘度；uz為軸向平均速度；ur為相對速度矢量；Ω、r為旋轉角速度矢量、微元體的位置矢量；ρ(2Ω×ur+Ω×Ω×r)為科氏力；τ為因分子粘性作用而產生的作用于微元體表面的粘性應力；p為壓力；考慮電機上下部水密度差較大，本文利用Boussinesq假設[23]，在微元體的體積力F中引入了浮升力的影響；Φ為通用控制變量，包含速度、溫度等基本變量。

在屏蔽套間隙及各軸承中，流體間隙尺寸屬于毫米數量級，其邊界層中，壁面速度梯度非常大，選用SSTk-ω兩方程湍流模型[23]。

水摩擦損耗計算模型：屏蔽電機內部部件表面粗糙度不超過0.8微米，屬于水力光滑表面，在ANSYS FLUENT軟件中，壁面粗糙度設置采用標準模型中的均勻沙粒(Sand-Grain)模塊，粗糙度常數取0.5[23]。

2.2 計算條件

一/二次冷卻水入口溫度分別為48 ℃/40 ℃，入口速度分別為1.67、1.63 m/s；換熱器外表面環境空氣溫度為25 ℃，下飛輪底部泵殼中的反應堆冷卻劑壓力15 MPa，溫度285.1 ℃，以上數據均為試驗測量均或者折算值。一/二次水出口位置作為壓力計算的參考點，表壓力均為0。

換熱器外表面為空氣自然對流邊界及與周圍環境的輻射換熱，復合換熱系數取值為10 W/(m2·K)；圖1(a)左右兩側流體邊界面上，網格劃分時分別對雙層螺旋管/槽道等進行逐個對應的周期性連接，形成一/二次水連續流動通道。

小堆用核主泵電機內一二次水的工作壓力分別為15 MPa/1.3 MPa，計算過程中采用的密度、定壓比熱、熱導率及動力粘度參數隨溫度變化，其曲線分別見圖2、3，物性參數是否準確關系到一二次水的溫升計算結果的準確性。

圖2 15 MPa時一次冷卻水(H2O)熱物性參數

除上述條件外，電機內電磁損耗、水摩耗是溫度場計算準確與否的關鍵參數之一。經電磁計算得到的該電機部分主要發熱部件損耗見表1。固體材料的熱導率λ也是穩態熱計算的重要參數之一，其中定轉子鐵心為各向異性的硅鋼片，其他為各向同性，本研究建立了屏蔽電機用材料物性參數數據庫，典型部件的λ見表1，其中T為溫度。

圖3 1.3 MPa時二次冷卻水(H2O)熱物性參數

表1 電機主要部件熱源及熱導率數值

本文進行了網格獨立性驗證，網格數量范圍為1.52×106～4.83×106，共四種網格，綜合考慮計算時間和準確性，模型采用第三種總數為3.54×106的網格進行計算，得到網格獨立收斂解。

3 計算結果及分析

3.1 壓力場分析

對于不可壓縮流體的CFD流場計算，尤為重要的是流場各重要位置的壓力差而不是絕對壓力，計算時對于一/二次水均選擇其出口作為壓力參考點，計算得到的壓力值為相對參考點。

圖4給出了電機計算域內的流體靜壓力分布云圖。由圖4可知，一次水最高壓力位于輔葉輪出口處，即旋轉半徑最大處，沿半徑減小方向，壓力逐漸降低；由于輔葉輪連同軸一同旋轉，使旋轉中心處形成了負壓，該負壓形成的抽吸力將上部的水吸入軸心孔中，之后，在旋轉科氏力的作用下，克服流動阻力，被沿徑向甩出。本電機軸心孔及輔葉輪位于上方，軸心孔中及定轉子間隙中的流體流動方向由上至下，不需要克服重力，使得一次冷卻水的流動阻力減小，與文獻[12,14]不同，并且最顯著區別在于一次水冷卻管置于外繞換熱器中；由圖4還可見，二次水入口附近的壓力最大，沿二次水的流動方向，雙層螺旋槽道中水的壓力逐漸降低，與理論預期相符，間接證明計算結果正確。表2給出了主要監測流體截面位置的面平均相對壓力值，由表2可知，計算域換熱器二次水入出口壓降335.72 kPa，管程一次水壓降198.31 kPa；據此表，還可算出定轉子間隙、上下導軸承等重要位置水摩擦阻力引起的壓降數值。

圖4 電機內流體靜壓力分布云圖

表2 電機主要位置流體的相對壓力值

3.2 速度場分析

為表征該種水冷布置的速度分布特征，圖5給出了內部一次冷卻水及二次冷卻水的速度矢量圖。由圖5可知，輔葉輪出口半徑位置的速度最大，為28.84 m/s，見局部放大圖5(a)，在輔葉輪出口的間隙中，生成上下兩個逆時針旋向的渦流區，在壓力差作用下，離開上部渦的冷卻水經計算域軸承石墨導瓦中的2個軸向孔，到達并潤滑上導軸承和推力軸承后，再繼續向上流動，見局部放大圖5(b)，進入軸心孔向下流動形成一個循環，還有部分速度較小的水進入定轉子間隙的上部死水腔；由圖5(a)下側可知，離開輔葉輪向下的一次冷卻水進入定轉子屏蔽套之間的間隙，速度矢量的方向與水平方向間的夾角沿高度方向逐漸增加，中間定轉子間隙位置，速度矢量的數值較大，數值在8.66～17.31 m/s之間。旋轉和軸向雷諾數Reω、Rez分別為121 025.5、72 934，表明流動處于湍流狀態。

圖5 電機內部流體速度矢量圖

由圖5還可知，從屏蔽套下方流出的一次冷卻水進入定轉子間隙下部空腔后，繼續向下流動，通過定子封頭孔流經下導軸承，最終在雙螺旋管換熱器中與二次冷卻水進行熱量交換。局部放大圖5(c)給出了定子封頭孔與飛輪交界位置局部冷卻水速度矢量分布，由圖可知，交界處一部分水在重力作用下流入下飛輪，下飛輪上表面的高溫水有少部分在浮升力作用下向上流動，升入到上部孔中，實現電機一次水與下飛輪高溫回路水的少量混合與置換。圖5中下飛輪固體部件上下及周圍間隙中，在高速旋轉的下飛輪壁面與流體間的旋轉粘性剪切力帶動，靠近旋轉壁面處的水速最大為18.59 m/s，與理論分析一致。

3.3 溫度場分析

3.3.1 整體溫度分布

圖6(a)、圖6(b)分別給出了計算域內整體和從中抽取的一次水溫度分布。由圖6(a)可知，電機計算域溫度分布總趨勢為：沿軸向自上而下溫度逐漸升高，定子繞組溫度明顯高于其周圍的其他部分，溫度分布規律同文獻[12]相似，不同點在于定子繞組溫度峰值為131.64 ℃，位于下端腔。

圖6 屏蔽電機溫度分布云圖

而除了絕緣材料是否超溫外，引起屏蔽電機故障的起因多為軸承水潤滑失效[21]，因此，軸承水是否超標準是屏蔽電機穩態運行和瞬態故障運行時監測指標之一，標志該電機設計是否合格；表3給出了一次水間隙需要監測的重要潤滑或散熱位置水的體平均溫度數值。由表3可知，上部潤滑循環回路中，由下推力盤進入上推力盤后，水溫度逐漸升高到49.16 ℃，回路摩擦損耗引起的溫升(49.16-48)為1.16 ℃，因上循環中無熱源，溫升較低；下循環路徑水冷卻的定轉子屏蔽套熱源密度及摩擦損耗較大，導致溫升比上循環顯著，下導軸承下部為屏蔽電機中一次水溫度最高的位置，溫度達到59.65 ℃，溫升(59.65-48)11.65 ℃，遠低于報警值95 ℃；下導軸承下部及飛輪水因為與飛輪下部靠近軸處的高溫反應堆冷卻劑較近的緣故，越靠近底部冷卻劑平均溫度越高。廠方稱端蓋下方測點處的水為上導軸承上部水，匯流腔水測點監測位置為下導軸承下部水，為了便于工程師類讀者，下表與廠方名稱一致。

表3 監測位置間隙水的體平均溫度

圖7給出了z=0.53 m截面等值線溫度分布圖。由圖7可知，同截面上，定子繞組溫度最高，沿半徑增大和減小的方向，固體部件溫度均逐漸降低，機殼外繞的雙層螺旋管中一次水溫度高于二次冷卻水和機殼溫度，機殼與定子鐵心軛部二次水溫差小，換熱器的換熱效果好。

圖7 采樣線位置及截面z=0.53 m溫度剖分圖

3.3.2 定轉子鐵心區段溫度分布及傳熱特征

考慮換熱器所在的電機中部，特別是定轉子屏蔽套之間，為電機熱源及一二次水換熱主要位置；且機殼上有上下兩道焊縫，為分析溫度分布特征，周向90°模型的中間45°位置(見圖7)，沿電機軸向z:0～0.65 m區間，經過定轉子屏蔽套與間隙水、定子繞組、定子鐵心軛部、機殼、螺旋管、螺旋槽道的徑向中心位置，共建立8條分析用的采樣線，其溫度分布見圖8。

由圖8可知，特征線上溫度均為上低下高，除定子繞組外，其他曲線沿軸向基本呈線性增大；定子屏蔽套溫度略高于轉子屏蔽套溫度，且均高于間隙水溫度，三條線的單位長溫升基本相同；繞組溫度分布規律為中上部溫度最低，靠近端腔溫度高；定子鐵心軛部在電機上部位置溫度低于螺旋管水溫度，下部位置溫度高于螺旋管水溫度，升溫速率增大；機殼軸向溫升16.076 ℃，與螺旋槽內二次水間平均溫差1.6 ℃；下導軸承下部一次水在機座的空隙中繼續吸熱，機座離冷卻劑較近，下部螺旋管中水溫高于定轉子屏蔽套溫度，二次水溫度最低，與上部溫度由高到低的排序不同。

圖8 電機中部區域采樣線上的溫度分布

3.4 準確性驗證

廠方建立了國內首個適用于屏蔽型主泵的綜合性試驗臺，見圖9。試驗前，對全部測量儀器儀表進行標定。繞組溫度測點埋設在上、下部端腔定子繞組鼻端轉彎頂部絕緣材料表面，共6個測點，采用四線制 PT100 鉑熱電阻溫度傳感器；下導軸承下部水溫沿圓周方向按90°間隔布置四個，圖9下方可見水溫測量熱電偶傳感器；下導軸承下部水及上導軸承上部水測量熱電阻安裝在套管內，套管作為壓力邊界的一部分，承受一回路冷卻劑的壓力，熱電阻安裝時要保證與套管貼合緊密，利于熱量傳導，減少溫度變化的響應時間。