Известия РАН. Энергетика, 2020, № 1, стр. 105-115

Оптимизация системы воздушного охлаждения статора гидрогенератора

Д. А. Верховцев^1, *, С. Л. Гулай¹, С. А. Красницкая², Н. В. Коровкин¹

¹ Санкт-Петербургский политехнический университет Петра Великого
Санкт-Петербург, Россия

² ПАО “Силовые машины”
Санкт-Петербург, Россия

^* E-mail: dm.verkhovtsev@gmail.com

Поступила в редакцию 03.12.2019
После доработки 13.01.2020
Принята к публикации 14.01.2020

DOI: 10.31857/S0002331020010124

Полный текст (PDF)

Аннотация

Представлен численный расчет вентиляционной системы радиального канала сердечника статора гидрогенератора, выполненный на основе метода конечных объемов. Определены параметры оптимального расположения вентиляционных распорок и угла скоса пазового клина для уменьшения степени неравномерности течения воздуха. В качестве критерия оптимизации для достижения равномерного течения воздуха в каналах использован коэффициент однородности. Оценено влияния заглубления распорок от расточки статора, скосов в распорке и пазовом клине на распределение скорости воздуха по ширине зубца. Для оценки эффективности теплообмена выполнены численные совместные расчеты аэродинамической и тепловой задач. Проведено сравнение температур в традиционных и предложенных конструкциях в местах, где, как правило, установлены термопреобразователи сопротивления. Исходные данные для моделирования основываются на опытных данных генераторов схожей конструкции. Показано, что эффективное использование вентиляционной системы радиального канала сердечника статора достигается корректировкой положения распорки в вентиляционном канале и выбором оптимального угла скоса пазового клина. При установке вентиляционных распорок на расстоянии от 0 (вровень с расточкой) до 1 мм от расточки и угле скоса пазового клина 0° достигается наибольшая степень равномерности течения воздуха. Наибольшая степень равномерности течения воздуха в радиальных каналах достигается также при выборе угла скоса пазового клина от 0° до 10° при используемом производителями расстоянии распорок до расточки. В предложенных конструкциях теплообмен протекает интенсивнее; достигается снижение локальных максимумов температуры обмотки статора и сердечника статора на 6–8°С в сравнении с традиционными конструкциями.

Ключевые слова: гидрогенератор, сердечник статора, численный расчет вентиляционной системы, метод конечных объемов, моделирование на основе уравнений Рейнольдса, совместная тепловая задача

ВВЕДЕНИЕ

Производители оборудования сталкиваются с задачей модернизации гидрогенераторов при реконструкции на станциях, по результатам которой, как правило, увеличивается единичная мощность агрегата. В свою очередь, качество модернизации определяется в основном применяемыми технологиями и уровнем инженерных решений.

В процессе преобразования механической энергии в электрическую в гидрогенераторе возникают потери: электрические, магнитные и механические [1, 2]. Основную часть механических потерь составляют так называемые вентиляционные потери, которые представляют собой потери, затрачиваемые на циркуляцию воздуха, и потери на трение воздуха о стенки каналов различных участков вентиляционного тракта. Для крупных гидрогенераторов вентиляционные потери составляют 10–20% от суммарных потерь. Например, для гидрогенератора Саяно-Шушенской ГЭС с номинальной активной мощностью 640 МВт вентиляционные потери составляют 16% от суммарных потерь; для гидрогенератора Рыбинской ГЭС с номинальной активной мощностью 65 МВт – 13%. Данные потери приводят к увеличению температуры активных частей генератора и конструктивных узлов. Повышенные потери снижают коэффициент полезного действия гидрогенератора; нагрев уменьшает срок службы изоляции обмоток статора и ротора, а также может привести к их повреждению. Соответственно, улучшение системы охлаждения, а также детальная проработка основных зон охлаждения, является важной неотъемлемой частью процесса проектирования гидрогенератора.

Исследования, направленные на достижение равномерности потока воздуха в зубцовой зоне сердечника статора, имеют довольно длительную историю. Первые отечественные работы по исследованию действия потока воздуха появляются в 70-е годы. В этот период проводятся визуальные наблюдения в экспериментах на проточных тройниках, а также на статических установках [3]. Помимо этого, зарубежные авторы также проводят эксперименты с радиальным каналом статора, как в аэродинамической трубе, так и на специальных вращающихся макетах [4, 5].

В современной литературе неоднократно упоминается информация о неравномерности потока воздуха в зубцовой зоне сердечника статора, но в то же время недостаточно изучены способы создания равномерного течения воздуха. Наличие неравномерности потока создает неодинаковые условия охлаждения стенок стержня обмотки статора, расположенных вдоль радиальных каналов [6, 7].

Накопленные экспериментальные данные, полученные на макете асинхронизированного генератора-двигателя, на гидрогенераторах Саяно-Шушенской и Волжской ГЭС, подтверждают наличие неравномерности потока воздуха между распорками. Проработка способов по созданию равномерного потока между распорками позволит создать наиболее благоприятные условия охлаждения зубца сердечника и обмотки статора.

Основные цели статьи:

– выбор оптимального расположения вентиляционных распорок и угла скоса клина в зубцовой зоне радиального канала сердечника статора для создания наибольшей степени равномерности потока воздуха;

– изучение влияния заглубления распорок от расточки статора, скосов в распорке и пазовом клине на распределение скорости воздуха по ширине зубца;

– оценка эффективности мер по интенсификации теплообмена обмотки и сердечника статора для предложенной конструкции.

Исследования системы воздушного охлаждения радиального канала сердечника статора выполнены в статье для гидрогенератора Нижегородской ГЭС (рис. 1). Моделирование процессов охлаждения выполнено с использованием численных методов расчета. Краткий обзор вопросов применения численных методов к решению задач вычислительной гидродинамики и теплообмена применительно к электрическим машинам изложен в [8].

Рис. 1.

Сердечник статора.

Система вентиляции в рассматриваемом генераторе односторонняя. Циркуляция воздуха осуществляется по замкнутому контуру напорными элементами: обод, радиальные каналы сердечника ротора, полюса. Воздух, выходящий из каналов сердечника ротора, поступает в межполюсное пространство, воздушный зазор и камеры лобовых соединений, откуда через каналы статора и каналы в нажимных гребенках направляется в воздухоохладители, расположенные вокруг статора генератора. Далее воздух поступает в общую камеру холодного воздуха, из которой через верхние окна между лапами крестовины снова поступает на вход ротора.

МЕТОД РАСЧЕТА

Основным уравнением в механике жидкости и газа (в рассматриваемой задаче – воздух) является уравнение Навье-Стокса, которое связывает изменение во времени скорости u с четырьмя компонентами влияния [9]:

$\frac{{d\vec {u}}}{{dt}} = - \left( {\vec {u} \cdot \nabla } \right) \cdot \vec {u} - \frac{1}{{\rho }}\nabla \vec {p} + v \cdot \Delta \vec {u} + \vec {f}.$

Компоненты правой части уравнения — это дивергенция скорости, изменение давления, вязкостное трение и действие любой другой силы.

Вторым уравнением является уравнение неразрывности:

$\frac{{\partial {\rho }}}{{\partial t}} + {\text{div}}({\rho }\vec {u}) = 0,$

которое для несжимаемого воздуха приобретает вид ${\text{div}}({\rho }\vec {u}) = 0.$ В расчетах далее использовалось предположение о несжимаемости воздуха, так как при скоростях значительно ниже скорости звука сжимаемость воздуха незначительна.

Движение воздуха в электрической машине носит турбулентный характер. Турбулентность характеризуется колебаниями скорости во всех направлениях и имеет множество степеней свободы. Одним из способов решения данной задачи является применение декомпозиции Рейнольдса, при которой скорость, ${{u}_{i}}$ представляется как сумма некоторого своего среднего значения $\overline {{{u}_{i}}} $ и отклонения $u_{i}^{'}{\kern 1pt} :$

${{u}_{i}} = {{\bar {u}}_{i}} + u_{i}^{'}.$

Получаемая при этом система уравнений описывает среднее поле воздуха – так называемые усредненные по Рейнольдсу уравнения Навье-Стокса. Используя декомпозицию Рейнольдса для уравнения Навье-Стокса получим уравнение Рейнольдса [10]:

(1)

${\rho }\left( {\frac{{\partial {{{\bar {u}}}_{i}}}}{{\partial t}} + {{{\bar {u}}}_{j}}\frac{{\partial {{{\bar {u}}}_{i}}}}{{d{{x}_{j}}}}} \right) = {\rho }{{\bar {g}}_{i}} + \frac{\partial }{{\partial {{x}_{j}}}}\left( {{{{{\bar {\sigma }}}}_{{ij}}} - {\rho }\bar {u}_{i}^{'}\bar {u}_{j}^{'}} \right),$

где ${{{\bar {\sigma }}}_{{ij}}}$ – напряжение воздуха [Па];

$ - {\rho }\bar {u}_{i}^{'}\bar {u}_{j}^{'}$ – напряжение Рейнольдса [Па];

ρ – плотность воздуха [кг/м³];

µ – динамическая вязкость [Па с 10^–5].

Для решения (1) применяются различные модели турбулентностей. Широкое применение в практике решения инженерных задач гидродинамики получила k–ε турбулентная модель, где k – кинетическая энергия турбулентности, ε – рассеяние энергии вследствие турбулентности [11]. Эта модель состоит из двух уравнений переноса (уравнения для кинетической энергии турбулентности и ее диссипации), позволяющих описывать турбулентность в пространстве и времени. Данная модель является полуэмпирической и опирается на феноменологический подход и экспериментальные результаты.

Рассматривается стационарное, изотермическое течение воздуха с постоянной плотностью. При исследовании системы воздушного охлаждения радиального канала сердечника статора моделирование выполнено по уравнениям Рейнольдса на основе многогранной сетки методом конечных объемов в программном комплексе ANSYS Workbench [12]. Напряжения Рейнольдса определяются по k–ε турбулентной модели. Сеточная модель построена таким образом, чтобы безразмерное расстояние от первого узла сетки до стенки y⁺ находился в интервале от 30 до 40, так как данный диапазон хорошо себя зарекомендовал c практической стороны [13, 14]. Основные теплофизические свойства воздуха и параметры модели приведены в табл. 1.

Таблица 1.

Основные теплофизические свойства воздуха, принятые в расчете

Гидрогенератор номинальной мощностью, МВт	Свойства воздуха			Начальные условия k-ε турбулентной модели
Гидрогенератор номинальной мощностью, МВт	Температура воздуха,°C	ρ, кг/м³	µ, Па с × 10^–5	k, Дж/кг	ε, м²/с³
72.5	40	1.127	1.93	1	10

1.1 Граничные условия

Принятые при решении граничные условия представлены на рис. 2:

Рис. 2.

Граничные условия.

1. На поверхности входа в расчетную область заданы компоненты скорости в цилиндрической системе координат. Тангенциальная составляющая скорости воздуха v_т определяется через скорость вращения ротора на радиусе входа в расчетную область. Радиальная составляющая скорости v_р характеризует расход воздуха через расчетную область и определена из расхода воздуха, проходящего через сердечник статора, полученного из расчета методом эквивалентных схем замещения. Аксиальная составляющая скорости v_а равна нулю.

2. Условия периодичности заданы на границах воздушного зазора;

3. На выходе из расчетной области задано условие свободного выхода воздуха;

4. Условия симметрии заданы в аксиальном направлении на поверхностях, находящихся в воздушном зазоре.

1.2 Изменяемые параметры

При расчете различных вариантов изменялись геометрические и физические параметры, показанные на рис. 3:

Рис. 3.

Изменяемые параметры.

d_р – расстояния от центра сечения распорки до расточки [мм];

α_р – угол скоса распорки [°];

l_р – расстояние между распорками [мм];

d_к – расстояние от клина до расточки [мм];

α_к – угол скоса пазового клина [°];

v_р – радиальная составляющая вектора скорости на входе в расчетную модель [м/с].

Распорки имеют профильное двутавровое сечение. Необходимо отметить, что, как правило, у производителей генераторов используются следующие конфигурации: d_р = = d_р1 = d_р2 = 3 мм; α_р = 30°; α_к = 0 или 20°–30°; d_к = 1 мм.

КРИТЕРИЙ ОПТИМИЗАЦИИ ДЛЯ ДОСТИЖЕНИЯ РАВНОМЕРНОГО ТЕЧЕНИЯ ВОЗДУХА

Для анализа неравномерности скорости в каналах, образованными распорками, используется коэффициент К_о однородности [15]. К_о характеризует распределение измеряемой величины на поверхности и для полностью равномерно распределенного потока К_о = 1. Величина К_о и значения модуля скорости определены в трех сечениях, находящихся от расточки на расстоянии 0.25; 0.5 и 0.75 высоты паза статора. Величина К_о определяется по формуле:

$null$

где v_n,i – скорость через площадь конечного элемента на рассматриваемой поверхности в i-ом сечении [м/с];

A_n,i – площадь конечного элемента на рассматриваемой поверхности в i-ом сечении [м²];

ū – усредненная скорость на рассматриваемой поверхности [м/с].

АНАЛИЗ РЕЗУЛЬТАТОВ

3.1 Распределение коэффициента однородности

Исследования показали, что наибольшая степень равномерности течения воздуха достигается при удалении на одинаковые расстояния положения распорок от расточки (d_р1 = d_р2 = d_р), чем при изменении каждого расстояния по отдельности. Соответственно, в данной работе рассмотрены только те конструкции, в которых проводилось изменение заглубления распорок на одинаковое расстояние.

Рассмотрим наиболее интересные конфигурации и представим зависимости параметра К_о от расстояния распорки до расточки d_р.

Выявлено, что изменение расстояния между распорками в интервале ±2 мм (рис. 4а) незначительно сказывается на распределение К_о. На рисунке 4б показаны зависимости К_о от изменении угла клина. Практический интерес представляют интервалы изменения угла скоса клина от 0° до 10°, имеющие наибольшую степень равномерности течения воздуха. При этом отметим конфигурации: d_р= 0–1 мм и α_к= 0°; d_р= 3 мм и α_к= 10° с наибольшими значениями К_о.

Рис. 4.

Распределение коэффициента однородности в зависимости (а) от расстояния между распорками (l_р); (б) от изменения угла пазового клина (α_к).

На рисунке 5 дана обобщающая картина, полученная в результате изменения различных параметров.

Рис. 5.

Распределение коэффициента однородности в различных конфигурациях.

Анализ результатов показывает, что скос в профильном сечении распорки α_р слабо влияет на распределение скорости по каналам между распорками.

Как можно видеть, при увеличении угла скоса клина происходит смещение и уменьшение по значению максимума кривой зависимости К_о от расстояния распорки до расточки d_р.

При значения К_о ниже 0.60 появляется обратное паразитное течение от спинки сердечника статора к расточке.

Диапазон изменения К_о в традиционных конструкциях у производителей лежит в интервале 0.48–0.66.

Таким образом увеличение К_о возможно до значений 0.72–0.78 при уменьшении в используемых у производителях конфигурациях угла скоса клина α_р или уменьшения расстояния распорки от расточки d_р . Заштрихованными линиями отображена область с наибольшими значениями К_о. Данная область характеризуется наибольшей степенью равномерности течения воздуха между распорками и является предпочтительной при проектировании.

3.2 Распределения скорости

Для наглядного представления течения воздуха на рис. 6 представлены эпюры распределения скорости следующих конфигураций, рассчитанных по условиям равномерного течения воздуха (К_о = 0.78 при d_р = 1 мм и α_к = 0°; К_о = 0.74 при d_р = 3 мм и α_к = 10°) и применяемых в машиностроении (К_о = 0.60 при d_р = 3 мм, α_к = 0° и К_о = 0.53 при d_р = 3 мм, α_к = 30°).

Рис. 6.

Эпюры распределения скорости: (а) используемые; (б) предложенные.

В используемых у производителей генераторов конфигурациях присутствует однонаправленное течение воздуха либо в третьем (К_о = 0.60), либо в первом канале (К_о = 0.53) при этом возникает обратное течение воздуха от спинки к расточке в разряженном канале. В то же время в выбранных конфигурациях имеется наибольшая степень равномерности течения воздуха и полное отсутствие обратного течения.

3.3 Оценка эффективности теплообмена

Для оценки эффективности теплообмена выполнены совместные численные расчеты аэродинамической и тепловой задач. Расчетная модель, показанная на рис. 1, включала: воздух радиального канала; обмотку и изоляцию обмотки статора; сердечник статора и вентиляционные распорки.

Рассматривалась стационарная задача. На поверхности входа в расчетную область помимо компонент скорости задавалась температура воздуха 50°C; на выходе – условие выравнивания давления воздуха с окружающим. В качестве источников тепловыделения задавались объемные плотности тепловых потоков, рассчитанные для номинального режима нагрузки. Объемные плотности тепловых потоков задавались в трех областях сердечника статора различными по величине.

Первая область захватывает часть зубца и имеет внутренний радиус, равный радиусу расточки, а внешний равный сумме внутреннего радиуса и прибавленного к нему 5 мм слоя. В этой области заданы объемные плотности тепловых потоков от добавочных потерь на кромке зубца.

Вторая область расположена между внешним радиусом первой области и дном паза. В этой области заданы объемные плотности тепловых потоков от потерь в зубце.

Третья область захватывают все ярмо статора. В этой области заданы объемные плотности тепловых потоков от потерь в ярме.

Сердечник статора и стержни в пазу анизотропны по теплопроводности (сердечник набран из листов активной стали; стержни состоят из элементарных проводников). Потери в обмотке статора заданы неодинаковыми в стержнях. Начальная температура для воздуха и всех твердых тел принята 50°С. В алгоритме использовалась дискретизация ~3 × 10⁶ элементов, для сходимости потребовалось 1000 итераций.

По результатам расчетов в табл. 2 представлена максимальная температура в местах, где, как правило, установлены термопреобразователи сопротивления (ТС). Для измерения температуры обмотки статора ТС устанавливаются между стержнями, для сердечника статора – на дне паза.

Таблица 2.

Максимальная температура в местах установки ТС

Конструкция	Температура, °C
Конструкция	на входе	обмотка статора	сердечник статора
Традиционная d_р = 3 мм, α_к = 30°	50.0	96.8	80.4
Предложенная d_р = 3 мм и α_к = 10°		90.5	73.6

На рисунке 7 показано распределение температуры и скорости, используемой и предложенной конструкций.

Рис. 7.

Распределения температуры и скорости: (а) используемые; (б) предложенные.

Как видно из данных, представленных в табл. 2 и на рис. 7, в предложенной конструкции наблюдается снижение температуры. В местах установки ТС температура сердечника статора уменьшилась на 6.8°С; обмотки статора – 6.3°С в сравнении с традиционной конструкцией.

ВЫВОДЫ

1. Предложен метод численного моделирования аэродинамических и температурных полей, который на стадии проектирования учитывает реальную конструкцию гидрогенератора и позволяет получить детальные картины распределение скорости воздуха и температуры активных и конструктивных узлов гидрогенератора в расчетной области. Достоверность полученных результатов подтверждается большим объемом экспериментального материала как в лабораторных исследованиях физических моделей, так и на действующих гидрогенераторах схожей конструкции.

2. Результаты исследования показали, что эффективное использование вентиляционной системы радиального канала сердечника статора достигается корректировкой положения распорки в вентиляционном канале и выбором оптимального угла скоса пазового клина. При установке вентиляционных распорок на расстоянии от 0 до 1 мм от расточки и угле скоса пазового клина 0°, а также при выборе угла скоса пазового клина от 0° до 10° при расстоянии от распорок до расточки, используемом производителем, достигается наибольшая степень равномерности течения воздуха в радиальных каналах. Необходимо отметить, что скос на профильном сечении распорки не оказывает существенного влияния на распределение скорости по каналам между распорками.

3. По сравнению с традиционными конструкциями, в предложенных вариантах в местах установки термопреобразователей сопротивления, температура сердечника статора уменьшилась на 6.8°С; обмотки статора — на 6.3°С. Помимо этого достигнуто снижение локальных максимумов температуры обмотки статора и сердечника статора на 6–8°С, что дополнительно увеличило тепловой запас до предельно допустимой температуры активных и конструктивных частей гидрогенератора и позволило повысить надежность эксплуатации генерирующего оборудования на электростанциях. В свою очередь, эффективные конструктивные разработки в области интенсификации охлаждения повысят конкурентную способность продукции.

Список литературы

Traxler-Samek G., Zickermann R. and Schwery A. Cooling airflow, losses, and temperatures in large air-cooled synchronous machines // IEEE Trans. Ind. Electron., vol. 57, no. 1, pp. 172–180, Jan. 2010.
Korovkin N., Greshnyakov G. and Dubitsky S. Multiphysics approach to the boundary problems of power engineering and their application to the analysis of load-carrying capacity of power cable line // 9-th International: 2014 Electric Power Quality and Supply Reliability Conference, PQ 2014 – Proceedings 6866837, pp. 341-346.
Альпер Т.И., Сергиевская Т.Г. Охлаждение гидрогенераторов // М.: “Энергия”, 1969.
Gunabushanam N., Venkata Suresh J. Experimental and CFD analysis of hydrogenerator ventilation components // A1-102, CIGRE, 2006.
Jamshidi H., Nilsson H. and Chernoray V. CFD-based Design and Analysis of the Ventilation of an Electric Generator Model, Validated with Experiments // International Journal of Fluid Machinery and Systems, 8(2), 113–123, 2015.
Hribernik A., Fike M. Investigating the malfunction of a hydrogenerator’s cooling-system // 15th International Research Expert Conference “Trends in the Development of Machinery and Associated Technology”. Prague, Czech Republic, TMT 2011.
Schrittwieser M., Marn A., Farnleitner E., and Kastner G. Numerical Analysis of Heat Transfer and Flow of Stator Duct Models // IEEE Trans. on Industry Applications, Vol. 50, No. 1, January/February 2014.
Vogt B. and Lahres S. Calculation of cooling and ventilation of large hydro generators with advanced 3d numerical methods // Hydro, At Innsbruck, 2013.
John D. Anderson, Jr. Computational Fluid Dynamics: The Basics with Applications // McGRAW- HILL, 1995.
Sumer B.M. Lecture notes on turbulence // Technical University of Denmark, 2007, available at: http://www.external.mek.dtu.dk/personal/bms/turb_book_update_30_6_04.pdf.
Launder B. and Spalding D. Mathematical Models of Turbulence // London. U.K.: Academic, 1972.
ANSYS CFX. Solver Modeling Guide, ANSYS Inc., Canonsburg, PA, USA, 2011, Release 14.0.
Mas G., Costanza J. Optimization of the ventilation system of a hydrogenerator through laboratory measurements and CFD simulations // A1-103, CIGRE, 2014.
Hettegger M., Streibl B., Bíró O., and Neudorfer H. Measurements and Simulations of the Convective Heat Transfer Coefficients on the End Windings of an Electrical Machine // IEEE Trans. on Industrial Electronics, Vol. 59, No. 5, May 2012.
Weltens H., Bressler H., Terres F., Neumaier H. Optimization of Catalytic Converter Gas Flow Distribution by CFD Prediction // SAE Technical Paper 930780, 1993.

Дополнительные материалы отсутствуют.

Инструменты

следующая статья выпуска предыдущая статья выпуска содержание выпуска

Известия РАН. Энергетика

Архивы выпусков Информация о журнале Отправить рукопись в журнал