電機(jī)內(nèi)推力軸承泵送流體循環(huán)的數(shù)值研究

唐學(xué)林, 郭 苗, 劉樹紅, 左志鋼, 李小芹

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電機(jī)內(nèi)推力軸承泵送流體循環(huán)的數(shù)值研究

唐學(xué)林1, 3, 郭 苗1, 3, 劉樹紅2, 左志鋼2, 李小芹1, 3

（1. 中國(guó)農(nóng)業(yè)大學(xué)水利與土木工程學(xué)院, 北京100083; 2. 清華大學(xué)熱能工程系, 北京100084; 3. 北京市供水管網(wǎng)系統(tǒng)安全與節(jié)能工程技術(shù)研究中心, 北京100083）

本文采用ANSYS開展了推力軸承泵送流體在電機(jī)內(nèi)循環(huán)流動(dòng)的流場(chǎng)-多孔介質(zhì)場(chǎng)的耦合數(shù)值研究。其中，湍流流動(dòng)采用Navier-Stokes控制方程和RNG湍流模型，多孔介質(zhì)內(nèi)流動(dòng)采用基于Ergun方程的數(shù)學(xué)模型。研究發(fā)現(xiàn)，轉(zhuǎn)子與多孔介質(zhì)兩者間隙流體成螺旋形流動(dòng)，此間隙流量約為多孔介質(zhì)區(qū)域內(nèi)流量的0.071%；預(yù)測(cè)到了推力軸承泵徑向流道間的進(jìn)口處的軸對(duì)稱漩渦，其旋向與軸轉(zhuǎn)向相同。同時(shí)，結(jié)果表明推力軸承外流場(chǎng)存在強(qiáng)環(huán)流；也很好地預(yù)測(cè)了兩處滑動(dòng)軸承前后的Taylor渦，以及電機(jī)動(dòng)靜轉(zhuǎn)子間隙流入口處的失紊湍流Taylor渦對(duì)。預(yù)測(cè)結(jié)果表明，復(fù)雜幾何結(jié)構(gòu)內(nèi)的漩渦比較復(fù)雜，相應(yīng)引起的耗散比較大，尤其，推力軸承與滑動(dòng)軸承間的壓力損失很大，可考慮這些相關(guān)幾何參數(shù)和結(jié)構(gòu)的優(yōu)化。

電機(jī)；推力軸承；多孔介質(zhì)流；湍流；數(shù)值模擬

0 前言

電動(dòng)機(jī)在現(xiàn)代化工業(yè)生產(chǎn)中發(fā)揮著巨大作用。近年來，隨著低碳、環(huán)保、節(jié)能意識(shí)的不斷加深，對(duì)于經(jīng)濟(jì)、高效的電機(jī)需求也更加強(qiáng)烈。一體式電機(jī)具有結(jié)構(gòu)緊湊、噪聲低、效率高、無外泄漏等優(yōu)點(diǎn)[1,2]，受到了眾多研究者的重視，具有重要的研究?jī)r(jià)值，并被越來越多的應(yīng)用于工業(yè)領(lǐng)域[3,4]。

目前電機(jī)電磁場(chǎng)的設(shè)計(jì)已較為成熟，而在溫度場(chǎng)及電機(jī)內(nèi)散熱流場(chǎng)計(jì)算領(lǐng)域內(nèi)的相關(guān)研究較少。電機(jī)內(nèi)部散熱流場(chǎng)回路的堵塞現(xiàn)象時(shí)有發(fā)生，這必然帶來較大不必要的損耗，產(chǎn)生大量熱量，如果不能及時(shí)散熱，不僅會(huì)損壞繞組絕緣、降低電機(jī)使用壽命，還會(huì)對(duì)電機(jī)安全性能和穩(wěn)定性產(chǎn)生嚴(yán)重威脅[5-7]。電機(jī)內(nèi)部流場(chǎng)循環(huán)與其內(nèi)部溫度場(chǎng)關(guān)系密切，因而對(duì)電機(jī)內(nèi)部流場(chǎng)的研究具有重要的學(xué)術(shù)與工程實(shí)際意義[8]。但目前研究一體式電機(jī)內(nèi)流場(chǎng)分布的文獻(xiàn)較少[9]。路義萍等[10]針對(duì)一臺(tái)空冷同步電機(jī)定子，建立了包括端部繞組、鐵心及氣隙的三維實(shí)體模型，應(yīng)用計(jì)算流體動(dòng)力學(xué)軟件Fluent，對(duì)溫度場(chǎng)和流場(chǎng)進(jìn)行了耦合計(jì)算。通過計(jì)算得到了該電機(jī)定子在3120r/min和4800r/min兩種工況下定子各部分的溫度分布，確定了峰值溫度數(shù)值及位置。胡欲立[11]利用CFD軟件FLUENT基于標(biāo)準(zhǔn)模型對(duì)泵噴射推進(jìn)器的內(nèi)流場(chǎng)進(jìn)行了數(shù)值仿真，獲得了泵噴射推進(jìn)器轉(zhuǎn)子葉片和定子葉片上的速度分布及其表面壓力分布, 并由此計(jì)算了泵噴射推進(jìn)器的效率和所產(chǎn)生的推力。丁立[12]在分析現(xiàn)有的主流的仿真所用的數(shù)學(xué)摸型以及不同摸型適用條件后，結(jié)合實(shí)驗(yàn)所設(shè)計(jì)的大功率封閉式永磁電機(jī)的散熱結(jié)構(gòu)，設(shè)計(jì)了一套用于分析風(fēng)路中流場(chǎng)及溫度場(chǎng)分布的模型和實(shí)驗(yàn)平臺(tái)。并通過實(shí)驗(yàn)采集了不同通風(fēng)及溫度狀態(tài)下摸型內(nèi)部的流場(chǎng)和溫度場(chǎng)的分布數(shù)據(jù)。熊萬里等[13]對(duì)315kW/17000r/min高速大功率異步電機(jī)進(jìn)行研究，提出了基于流固耦合的高速大功率電機(jī)轉(zhuǎn)子系統(tǒng)動(dòng)態(tài)傳熱特性分析方法，考慮高速旋轉(zhuǎn)對(duì)轉(zhuǎn)子系統(tǒng)傳熱特性的影響，建立轉(zhuǎn)子系統(tǒng)三維流固耦合傳熱模型。Li Weili等[14]對(duì)額定功率117kW/60000r/min的高速永磁電機(jī)采用有限元法進(jìn)行溫升分析，指出有限元軟件計(jì)算精度與時(shí)間步長(zhǎng)和剖分網(wǎng)格尺寸大小有關(guān)，時(shí)間步長(zhǎng)和剖分網(wǎng)格尺寸越小精度越高。Wang Xiaowei等[15]對(duì)強(qiáng)制風(fēng)冷永磁電機(jī)在不同環(huán)境溫度、不同風(fēng)速條件下，采用溫度場(chǎng)、流體場(chǎng)耦合的有限元法進(jìn)行電機(jī)溫升的研究，計(jì)算值和實(shí)驗(yàn)值相差不大。本文針對(duì)電機(jī)靜子的復(fù)雜幾何結(jié)構(gòu)，將其按照多孔介質(zhì)進(jìn)行處理，達(dá)到對(duì)整部電機(jī)結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)化的目的，目前針對(duì)電機(jī)內(nèi)置元件作為泵送整部電機(jī)內(nèi)循環(huán)流體介質(zhì)部件并耦合多孔介質(zhì)流的相關(guān)研究工作還沒有展開。

本文針對(duì)一臺(tái)內(nèi)置推力軸承泵送流體介質(zhì)循環(huán)的電機(jī)，建立了三維流體域?qū)嶓w模型，共包括6部分：（1）進(jìn)口部分；（2）推力軸承部分；（3）推力軸承與滑動(dòng)軸承中間過渡部分；（4）滑動(dòng)軸承部分；（5）動(dòng)靜轉(zhuǎn)子間隙部分及多孔介質(zhì)流動(dòng)域；（6）靠近出口端滑動(dòng)軸承及出口部分。應(yīng)用計(jì)算流體動(dòng)力學(xué)軟件Fluent，對(duì)多孔介質(zhì)流和流場(chǎng)進(jìn)行了耦合計(jì)算。通過計(jì)算得到了該電機(jī)轉(zhuǎn)子在3000r/min，進(jìn)口壓力在15000Pa與32500Pa兩種工況下電機(jī)各部分的流場(chǎng)及壓力分布，得到了詳細(xì)的電機(jī)內(nèi)各部分散熱流場(chǎng)的數(shù)據(jù)。

1 數(shù)值計(jì)算模型

1.1 電機(jī)流場(chǎng)湍流控制方程

研究流場(chǎng)基于流體流動(dòng)的連續(xù)方程和動(dòng)量方程，湍流模型采用RNG模型。

式中，為湍動(dòng)能產(chǎn)生項(xiàng)，μ為湍動(dòng)粘度，它們分別按式（3）和式（4）計(jì)算：

首先對(duì)電機(jī)內(nèi)部流場(chǎng)進(jìn)行CFD計(jì)算。流體控制方程離散采用有限體積法。對(duì)流項(xiàng)和擴(kuò)散項(xiàng)分別采用高精度求解格式和中心差分格式離散。湍流方程的離散格式采用高精度求解格式離散。從而得到精確流場(chǎng)計(jì)算結(jié)果。

1.2 多孔介質(zhì)流控制方程

多孔介質(zhì)模型就是在定義為多孔介質(zhì)的區(qū)域結(jié)合一根據(jù)經(jīng)驗(yàn)假設(shè)為主的流動(dòng)阻力。本質(zhì)上，多孔介質(zhì)模型僅僅是在動(dòng)量方程上疊加了一個(gè)動(dòng)量源項(xiàng)。多孔介質(zhì)模型的動(dòng)量方程是在流體標(biāo)準(zhǔn)動(dòng)量方程中添加源項(xiàng)。源項(xiàng)包含粘性損失項(xiàng)與慣性損失項(xiàng)兩項(xiàng)：

式中，S是動(dòng)量方程源項(xiàng)，是速度大小，和是矩陣。對(duì)于各向同性多孔介質(zhì)：

式中是粘性阻力系數(shù)，C是慣性阻力系數(shù)。

確定粘性和慣性阻力系數(shù)的基本方法是定義兩個(gè)方向矢量，再定義每個(gè)方向上的粘性及慣性系數(shù)。第三個(gè)方向矢量與前兩個(gè)矢量確定的平面方向垂直。使用Ergun方程來提取多孔介質(zhì)區(qū)多孔介質(zhì)參數(shù)，在湍流流動(dòng)中，多孔介質(zhì)模型中包含滲透和慣性阻力。相關(guān)半經(jīng)驗(yàn)阻力系數(shù)由下式確定[16,17]：

流動(dòng)為層流時(shí)，由Blake-Kozeny方程,上式右邊第二項(xiàng)可以忽略：

方程中是粘性系數(shù),d是多孔介質(zhì)區(qū)域內(nèi)空隙幾何尺度,是多孔介質(zhì)區(qū)域厚度，是孔隙率。各個(gè)方向的滲透阻力系數(shù)和慣性阻力系數(shù)如下：

基于以上半經(jīng)驗(yàn)公式來提取多孔介質(zhì)區(qū)域湍流各方向阻力系數(shù)。定義孔隙率（Porosity）即多孔介質(zhì)區(qū)域多孔介質(zhì)流體的體積分?jǐn)?shù)。本數(shù)值研究給定孔隙率為0.99。

2 計(jì)算模型

2.1 計(jì)算域模塊劃分

為結(jié)構(gòu)化網(wǎng)格劃分及計(jì)算結(jié)果描述準(zhǔn)確性考慮，將計(jì)算域劃分為以下幾個(gè)部分：（1）進(jìn)口部分；（2）推力軸承部分；（3）推力軸承與滑動(dòng)軸承中間過渡部分；（4）滑動(dòng)軸承部分；（5）動(dòng)靜轉(zhuǎn)子間隙部分及多孔介質(zhì)域；（6）靠近出口端滑動(dòng)軸承及出口部分。圖1(a)、(b)、(c)分別為電機(jī)三維模型圖、模型子午剖面圖及電機(jī)內(nèi)置推力軸承模型圖。其中，泵內(nèi)置于推力軸承旋轉(zhuǎn)架來實(shí)現(xiàn)流體的循環(huán)。

(a) 電機(jī)三維模型圖

(b) 模型子午剖面圖

1.進(jìn)口部分；2.推力軸承部分；3.推力軸承與滑動(dòng)軸承中間過渡部分； 4.滑動(dòng)軸承部分；5.1多孔介質(zhì)域；5.2動(dòng)靜轉(zhuǎn)子間隙部分； 6.靠近出口端滑動(dòng)軸承及出口部分；

(c) 電機(jī)內(nèi)置推力軸承模型

2.2 邊界條件設(shè)置

流場(chǎng)CFD模擬主要是獲得流場(chǎng)中各位置流動(dòng)的全面信息，本研究是流場(chǎng)與多孔介質(zhì)流耦合場(chǎng)模擬計(jì)算。相關(guān)的進(jìn)出口邊界條件設(shè)置為：壓力進(jìn)口，由給定條件1500mm/3250mm水柱；壓力出口，相對(duì)壓力為0；壁面采用無滑移條件；推力軸承區(qū)域的交界面采用“動(dòng)轉(zhuǎn)子”模型，轉(zhuǎn)速3000r/min；其他旋轉(zhuǎn)軸面也設(shè)置為定轉(zhuǎn)速旋轉(zhuǎn)面，轉(zhuǎn)速3000r/min，轉(zhuǎn)軸為軸。

流場(chǎng)計(jì)算中，湍流模型選用RNG湍流模型，數(shù)值差分采用高精度差分格式。流體介質(zhì)物理屬性為30°C水。

2.3 網(wǎng)格劃分

本研究采用專業(yè)的前處理軟件ICEM提供高效可靠的網(wǎng)格分析模型。對(duì)本研究中計(jì)算域的六面體結(jié)構(gòu)化網(wǎng)格劃分采用了由頂至下的“雕塑”方式，生成多重拓?fù)鋲K的結(jié)構(gòu)化網(wǎng)格。并采用先進(jìn)的O-Grid等技術(shù)，以及對(duì)非規(guī)則幾何形狀的高質(zhì)量的“O”形、“C”形、“L”形，“Y”形六面體網(wǎng)格技術(shù)，同時(shí)對(duì)間隙流、幾何關(guān)系大小尺度劇烈變化處、轉(zhuǎn)動(dòng)部分等均做了一定網(wǎng)格劃分技巧處理。

圖2分別為6.89M網(wǎng)格數(shù)總覽圖、網(wǎng)格質(zhì)量圖及推力軸承與滑動(dòng)軸承中間過渡部分、滑動(dòng)軸承部分、出口部分結(jié)構(gòu)網(wǎng)格圖的局部放大圖。需要特此說明的是，網(wǎng)格質(zhì)量?jī)?nèi)有個(gè)別原件質(zhì)量達(dá)到0.4，這是為了總體網(wǎng)格數(shù)量不要太過于龐大，浪費(fèi)計(jì)算資源，耗費(fèi)不必要計(jì)算時(shí)間等因素考慮。總體上網(wǎng)格質(zhì)量在0.7以上，網(wǎng)格質(zhì)量較好，有助于進(jìn)一步高精度的流場(chǎng)模擬捕捉與計(jì)算。圖2中，（a）為6.89M網(wǎng)格數(shù)總覽圖、網(wǎng)格質(zhì)量圖；（b）為推力軸承與滑動(dòng)軸承中間過渡部分的網(wǎng)格劃分圖，在其大小幾何尺度結(jié)合部用圖中紅色矩形框標(biāo)出，并在（c）中局部放大。此處采用了“O”形、 “L”形網(wǎng)格技術(shù)，并在徑向方向按照一定比例系數(shù)加密，與上下游元部件網(wǎng)格有較好銜接；（d）、（e）為靠近進(jìn)口端滑動(dòng)軸承部分結(jié)構(gòu)網(wǎng)格劃分圖及其局部放大圖。

2.4 網(wǎng)格無關(guān)性分析

為了解推力軸承泵送流體介質(zhì)電機(jī)內(nèi)流場(chǎng)細(xì)節(jié)特性及其結(jié)構(gòu)動(dòng)力學(xué)特性，并且對(duì)后續(xù)耦合多孔介質(zhì)流特性進(jìn)行評(píng)估，基于上述計(jì)算域模型，采用商業(yè)軟件Fluent對(duì)其內(nèi)部流動(dòng)進(jìn)行CFD計(jì)算。表1分別為兩套不同網(wǎng)格在兩種不同工況下計(jì)算所得各流場(chǎng)參數(shù)結(jié)果。兩種工況的不同點(diǎn)在于初始進(jìn)口壓力不同，工況1進(jìn)口總壓為3250mm水柱，工況2為1500mm水柱，初始出口相對(duì)壓力都為0。以上兩工況的確定是考慮到初始計(jì)算時(shí)對(duì)整機(jī)性能不是十分清楚，在重力方向上整機(jī)高度達(dá)到1732mm。同時(shí)，對(duì)推力軸承泵送壓力也未精確預(yù)估，所以以3250mm（1750mm+1500mm）作為一保險(xiǎn)工況在兩套網(wǎng)格內(nèi)均進(jìn)行了CFD模擬，得到了整機(jī)各部分詳細(xì)性能參數(shù)，也使得數(shù)值計(jì)算結(jié)果具有更大的橫向?qū)Ρ瓤臻g。（表1中6.89M即6,890,000網(wǎng)格數(shù)；為推力軸承進(jìn)出口壓力差值；Porousin、out分別為多孔介質(zhì)區(qū)域進(jìn)出口流量值；Gapin、Gapout分別為動(dòng)靜轉(zhuǎn)子間隙流進(jìn)出口流量值；Fluid Porosity為多孔介質(zhì)區(qū)域孔隙率。）

表1 數(shù)值模擬結(jié)果

經(jīng)過兩套網(wǎng)格各項(xiàng)數(shù)據(jù)對(duì)比，在關(guān)鍵數(shù)據(jù)對(duì)比方面，發(fā)現(xiàn)6.89M網(wǎng)格已經(jīng)能夠滿足計(jì)算精度需求：同一工況下，在推力軸承泵送壓差方面，兩套網(wǎng)格數(shù)據(jù)基本一致，相對(duì)誤差不超過0.09%。進(jìn)口流量方面，兩套網(wǎng)格相對(duì)誤差不超過0.5%，其他相關(guān)數(shù)據(jù)基本相等。需要強(qiáng)調(diào)的是，在動(dòng)靜轉(zhuǎn)子間隙流處的流量值，網(wǎng)格數(shù)較少的6.89M的數(shù)據(jù)更具有真實(shí)性，但也可能是由于網(wǎng)格數(shù)較多的10.5M在此處的流量獲取差值方面出現(xiàn)了局部誤差所致。同時(shí)兼顧考慮其他重要因素，6.89M（72h左右）網(wǎng)格相比于10.50M網(wǎng)格有更少的計(jì)算時(shí)間，而10.50M網(wǎng)格數(shù)的計(jì)算通常需要花費(fèi)大約120h左右（以上計(jì)算時(shí)間均在DELL工作站專業(yè)計(jì)算平臺(tái)，以16核、32G內(nèi)存并行計(jì)算統(tǒng)計(jì)得到）計(jì)算時(shí)間。考慮在保證模擬精度、結(jié)果可靠性、及更短的PTC（Product Development Cycle）等方面，最終使用6.89M網(wǎng)格數(shù)進(jìn)行電機(jī)內(nèi)推力軸承泵送流體循環(huán)的數(shù)值研究。

3 計(jì)算結(jié)果與分析

3.1 壓力分布結(jié)果

圖3所示為電機(jī)模型子午截面上的壓力分布圖。可以看出整個(gè)模型在進(jìn)口處經(jīng)過旋轉(zhuǎn)推力軸承泵送流體介質(zhì)以后，內(nèi)部壓力值在推力軸承出口處達(dá)到整部電機(jī)內(nèi)壓力場(chǎng)最大值，再經(jīng)過下游各部分過流部件，最終在電機(jī)出口處壓力又降低至相對(duì)壓力0。

圖3 電機(jī)模型子午截面壓力分布

圖4主要展示電機(jī)進(jìn)口處的推力軸承、推力軸承與滑動(dòng)軸承中間過渡部分及部分滑動(dòng)軸承子午截面壓力分布云圖。此處可明顯看到流體在經(jīng)過推力軸承泵送以后，壓力值達(dá)到了最大值743610Pa。但經(jīng)過推力軸承與滑動(dòng)軸承中間過渡部分的狹窄間隙流以后，壓力損失轉(zhuǎn)化為此部分間隙流處的眾多漩渦流動(dòng)動(dòng)能。最終壓力值在推力軸承與滑動(dòng)軸承中間過渡部分出口處差值為278353Pa，為靠近推力軸承部分壓力衰減最大的區(qū)域。

圖4 局部壓力分布

3.2 流場(chǎng)分布結(jié)果

圖5全面展示了模型電機(jī)在工況2下子午截面上的流線詳細(xì)分布情況。可以看出：流體介質(zhì)流進(jìn)電機(jī)進(jìn)口，經(jīng)過推力軸承泵送以后通過推力軸承與滑動(dòng)軸承中間過渡部分的狹小間隙及滑動(dòng)軸承部分，進(jìn)入多孔介質(zhì)區(qū)域及動(dòng)靜轉(zhuǎn)子間隙流，最終流出電機(jī)出口；其中，在進(jìn)出口處的滑動(dòng)軸承的外側(cè)腔室內(nèi)部存在明顯漩渦流動(dòng)；在多孔介質(zhì)區(qū)域內(nèi)部也存在較大尺度渦旋流動(dòng)；由于多孔介質(zhì)區(qū)域內(nèi)各阻力系數(shù)及相關(guān)兩個(gè)交界面上的阻力梯度變化較大及多孔介質(zhì)穿透率原因，在多孔介質(zhì)區(qū)域上下游銜接處的漩渦流動(dòng)明顯分隔；同時(shí)在幾何尺度較小及幾何尺度變化較大的區(qū)域內(nèi)也存在大小尺度不一、強(qiáng)度不一的各式漩渦流動(dòng)。

圖5 子午截面流線圖

圖6所示為流體經(jīng)過推力軸承泵送，在軸向流動(dòng)方向繼續(xù)流向下游部分，但是也存在反軸向流動(dòng)方向的回流。圖示紅色箭頭方向流回進(jìn)口部分，并且在相對(duì)較大腔體處形成旋渦流動(dòng)。在進(jìn)口圓周壁面附近存在一定的速度反向梯度，造成此處的渦旋流動(dòng)。同時(shí)在推力軸承保持架周向外側(cè)上下游部分產(chǎn)生多個(gè)旋渦流動(dòng)。并在推力軸承進(jìn)口處靠近軸承圓柱體旋轉(zhuǎn)方向前側(cè)部分形成對(duì)于旋轉(zhuǎn)中心呈中心對(duì)稱回流渦（圖7），這是由于此處的壓力與速度局部不同造成的。在圖8推力軸承空間流線圖中作為泵送流體介質(zhì)元件，推力軸承周向腔體內(nèi)流動(dòng)與泵類蝸殼內(nèi)強(qiáng)烈旋流類似，通過強(qiáng)烈旋流，流體介質(zhì)泵送至下游部分元件。

圖6 進(jìn)口及推力軸承部分流線圖

圖7 推力軸承軸承架進(jìn)口流線及位置示意圖

圖8 推力軸承空間流線圖

如圖9所示，在推力軸承與滑動(dòng)軸承中間過渡部分的流線分布由于在狹小間隙流下游流道變寬，出現(xiàn)了多處漩渦流動(dòng)。在圖9（b）中，在圓周分布的狹小間隙流道內(nèi)也存在強(qiáng)烈的旋渦流動(dòng)。這是由于此間隙流動(dòng)在徑向方向上為單向流動(dòng)，并無完整流動(dòng)回路造成的。整體在靠近轉(zhuǎn)軸旋轉(zhuǎn)中心的一側(cè)出現(xiàn)了一定量的回流現(xiàn)象，這可能是由于在圓周方向上的間隙流道只存在一根并不對(duì)稱的通流管所致，此時(shí)此部分的軸向、徑向受力及流量都有所改變，壓力也不再對(duì)于轉(zhuǎn)軸中心呈中心對(duì)稱。圖9（c）所示的推力軸承與滑動(dòng)軸承中間過渡部分局部放大流線圖展示的是流體介質(zhì)經(jīng)過兩層間隙及中間流道局部擴(kuò)大部分。可以清楚地觀察到，流體在流向圓周間隙流道部分時(shí)在流道幾何外形變化較大處出現(xiàn)了很多漩渦流動(dòng)，并且在圓周方向分布的間隙流道內(nèi)也出現(xiàn)了強(qiáng)烈的旋渦流動(dòng)現(xiàn)象。

圖9 推力軸承與滑動(dòng)軸承中間過渡部分流線圖

圖10為推力軸承與滑動(dòng)軸承中間過渡部分徑向截面流線圖、局部放大圖及此部分模型圖，其中（圖10（f））中的通流孔以紅色標(biāo)出。可以清楚觀察到在通流孔內(nèi)流動(dòng)狀態(tài)紊亂，漩渦形態(tài)各異，在通流管內(nèi)側(cè)出口處形成了數(shù)量眾多、強(qiáng)度各異的各式漩渦（圖10（a）和（c））。另外在靠近軸心的間隙圓周流道內(nèi)流動(dòng)狀態(tài)十分紊亂，出現(xiàn)多處Taylor渦流動(dòng)（圖10（b））。在通流管局部放大圖（圖10(d)）中可以看到，在通流管口接近圓周分布間隙流道處出現(xiàn)了由流速方向不同造成的旋渦流動(dòng)形態(tài)。此外，通流管徑向截面上（圖10（e））的流線分布也可以看出在其內(nèi)部存在三處強(qiáng)烈漩渦流動(dòng)，這也反映了此通流管內(nèi)復(fù)雜的流動(dòng)狀態(tài)。

圖11展示的滑動(dòng)軸承部分流線圖中，在靠近進(jìn)口一側(cè)的封閉腔室內(nèi)部產(chǎn)生了渦旋流動(dòng)，并且在腔室內(nèi)部產(chǎn)生了幾何尺度與腔室?guī)缀纬叽缦喈?dāng)?shù)匿鰷u流動(dòng)。在滑動(dòng)軸承附近的狹小間隙流內(nèi)也出現(xiàn)了多個(gè)漩渦流動(dòng)形態(tài)。

(a)(b) (c)(d) (e)(f)

圖11 滑動(dòng)軸承部分流線圖

圖12為動(dòng)靜轉(zhuǎn)子間隙部分的空間流線。可以看出此處的流體介質(zhì)是以旋流進(jìn)入此間隙部分。同時(shí)在間隙部分進(jìn)口與出口處的軸向分速度都有明顯的增大。中間部分軸向分速度相對(duì)較小，整體流動(dòng)是位于間隙內(nèi)的螺旋繞軸流動(dòng)。最終從間隙出口流向下游部分。

圖13展示了動(dòng)靜轉(zhuǎn)子間隙流進(jìn)口處Taylor渦。由于較大的轉(zhuǎn)軸旋轉(zhuǎn)速度，此處的流體泰勒數(shù)與雷諾數(shù)都較大，使得一般意義上的層流泰勒渦失去穩(wěn)定, 出現(xiàn)周向波動(dòng), 使泰勒渦沿周向呈波狀, 形成了圖中所示的扁環(huán)形渦胞，即為湍流泰勒渦[18,19]。此圓柱面上的泰勒渦對(duì)和端面渦胞增強(qiáng)了動(dòng)靜轉(zhuǎn)子間隙流處的傳熱能力，對(duì)此間隙流處的流態(tài)分布產(chǎn)生了重要影響[20]。

圖12 動(dòng)靜轉(zhuǎn)子間隙流流線圖

圖13 動(dòng)靜轉(zhuǎn)子間隙流進(jìn)口處Taylor渦流線圖

在多孔介質(zhì)區(qū)域流線圖中（圖14），因?yàn)槎嗫捉橘|(zhì)域內(nèi)慣性阻力的原因，流體在多孔介質(zhì)內(nèi)并不能夠順暢地從入口流至下游出口，而是非常紊亂。入口處（出口處并未給出）流動(dòng)流線紊亂，形成渦流。而且由于圓周方向強(qiáng)烈的旋轉(zhuǎn)運(yùn)動(dòng)，在多孔介質(zhì)內(nèi)也存在沿圓周方向的旋流，并從入口處克服慣性阻力，流入下一部分。

圖14 多孔介質(zhì)區(qū)域流線圖

圖15所示為出口部分靠近出口端四個(gè)空腔流動(dòng)及其周向間隙流。可以看到此圓周間隙內(nèi)由于這四個(gè)空隙漩渦流動(dòng)的存在，其流態(tài)分布并不對(duì)稱。這種現(xiàn)象也與圓周方向存在一根出口管路有關(guān)。此外，徑向截面上此部分也存在兩處漩渦，這可能是上游滑動(dòng)軸承內(nèi)泰勒渦的延伸及此圓周間隙內(nèi)由于出口管路存在導(dǎo)致的壓力不均造成的。

圖15 出口處腔室及軸截面流線圖

圖16所示為靠近出口滑動(dòng)軸承及出口部分流線圖。滑動(dòng)軸承外側(cè)腔室內(nèi)部也存在尺度不一的明顯的漩渦流動(dòng)，并在靠近出口端的狹小間隙流處出現(xiàn)多處漩渦流動(dòng)。這是由于這部分幾何尺度變化劇烈且回路不完全造成的。對(duì)出口管內(nèi)流道流動(dòng)情況，可以看出出口管路內(nèi)部流動(dòng)并不是規(guī)則流出，而是有向整個(gè)模型進(jìn)口端偏向的趨勢(shì)，且在出口管路進(jìn)口處出現(xiàn)一處漩渦流動(dòng)。引起這種現(xiàn)象的原因之一是出口管路在沿軸向兩側(cè)流動(dòng)并不對(duì)稱，且其圓周方向流動(dòng)也不對(duì)稱造成的。

圖17是整機(jī)模型子午截面湍流粘性圖。結(jié)合以上所分析的整個(gè)模型各部分流線圖可以看出：在推力軸承泵送流體介質(zhì)的外環(huán)區(qū)域內(nèi)、推力軸承與滑動(dòng)軸承中間過渡部分區(qū)域內(nèi)、兩處滑動(dòng)軸承外側(cè)腔室內(nèi)、出口端近處小腔室內(nèi)部、出口管局部以及多處間隙流內(nèi)都出現(xiàn)了較大的湍流粘性分布情況。這正是由于以上所述各部分內(nèi)部分流動(dòng)狀態(tài)比較紊亂，造成了較為強(qiáng)烈的漩渦流動(dòng)狀態(tài)導(dǎo)致的。

圖16 靠近出口滑動(dòng)軸承及出口部分流線圖及局部放大圖

圖17 子午截面湍流粘性圖

3.3 轉(zhuǎn)軸受力結(jié)果

轉(zhuǎn)軸受力分析如下，力矩為軸面上力矩大小(轉(zhuǎn)軸直徑182mm)。

表3 轉(zhuǎn)軸受力結(jié)果

從以上結(jié)果可以看出，轉(zhuǎn)軸受力在流動(dòng)方向（軸向）主要貢獻(xiàn)來自于流體自身粘滯力，但其數(shù)值相比較于徑向受力大小而言可以忽略不計(jì)。在徑向方向上轉(zhuǎn)軸受力的主要貢獻(xiàn)來自于壓力，這主要是由于轉(zhuǎn)軸自身的強(qiáng)烈旋轉(zhuǎn)作用以及軸面處的間隙流體可能在一定程度上產(chǎn)生了流動(dòng)不均，造成了軸面壓力分布不是十分均勻，進(jìn)而造成了此部分徑向力，但數(shù)值依然很小，可忽略不計(jì)。由此看來在整機(jī)運(yùn)行過程中轉(zhuǎn)軸對(duì)中性能優(yōu)良。模擬工況下，發(fā)生受力不均最終引起的不良后果的概率很小。

4 結(jié)論

本文應(yīng)用RNG湍流模型，耦合流場(chǎng)與特定多孔介質(zhì)流進(jìn)行數(shù)值模擬，得到了模型電機(jī)內(nèi)流場(chǎng)與多孔介質(zhì)耦合場(chǎng)數(shù)值結(jié)果。結(jié)果顯示：電機(jī)轉(zhuǎn)子與多孔介質(zhì)之間兩者的間隙流動(dòng)成強(qiáng)螺旋流動(dòng)，此間隙流量約為多孔介質(zhì)區(qū)域內(nèi)流量的0.071%；預(yù)測(cè)到了推力軸承泵徑向流道間的進(jìn)口處類似泵葉片繞流的軸對(duì)稱漩渦；同時(shí)，也很好地預(yù)測(cè)了靠近進(jìn)口處滑動(dòng)軸承前的Taylor渦和出口處滑動(dòng)軸承后的Taylor渦，以及電機(jī)動(dòng)靜轉(zhuǎn)子間隙流入口處的失紊湍流Taylor渦對(duì)。壓力場(chǎng)方面，流體在經(jīng)過推力軸承泵送流體介質(zhì)以后，其進(jìn)出口壓差值達(dá)到了68000Pa左右，為流體流經(jīng)下游克服重力、沿程損失等提供了必要條件。但經(jīng)過推力軸承與滑動(dòng)軸承中間過渡部分的狹窄間隙流以后，壓力值迅速降低，最終壓力值在推力軸承與滑動(dòng)軸承中間過渡部分壓差降低278353Pa，是靠近推力軸承部分壓力衰減最大的區(qū)域。數(shù)值研究結(jié)果表明，電機(jī)此部分復(fù)雜結(jié)構(gòu)的漩渦流動(dòng)復(fù)雜，相應(yīng)引起的耗散比較大，可考慮這些相關(guān)幾何參數(shù)和結(jié)構(gòu)的優(yōu)化。

本文提出的流場(chǎng)及多孔介質(zhì)計(jì)算方法在滿足電機(jī)外特性硬性要求基礎(chǔ)上，得到數(shù)值模擬結(jié)果且滿足工況要求。可以為設(shè)計(jì)及優(yōu)化推力軸承泵送流體介質(zhì)電機(jī)提供必需的參考數(shù)據(jù)，對(duì)解決及優(yōu)化此類問題有一定的工程意義。

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Investigation of Flow Field in the Motor with the Thrust Bearing

TANG Xuelin1, 3, GUO Miao1, 3, LIU Shuhong2, ZUO Zhigang2, LI Xiaoqin1, 3

(1. College of Water Resources and Civil Engineering, China Agricultural University, Beijing 100083, China; 2. Department of Thermal Engineering, Tsinghua University, Beijing 100084, China; 3. Beijing Engineering Research Centre of Safety and Energy Saving Technology for Water Supply Network System, Beijing 100083, China)

In the present paper, Navier-Stokes equation and RNGturbulence model are adopted to investigate the flow field coupled with porous medium in the integrated motor actuated by the thrust bearing, and Ergun equation are applied for the flow in porous media based on ANSYS simulation platform. The results show that the spiral flow form in the gap between the rotor and the porous medium, and the flowrate in the gap is 0.071% of the flowrate in the porous medium. The axisymmetric vortices in the radial channel inlet of thrust bearing are captured, and these vortices deflect rotation direction by the action of rotation. Strong circulation flow exists in the field of thrust bearing outer ring. Meanwhile, Taylor vortices in the gap in front of the sliding bearing near inlet and behind of the sliding bearing near outlet are observed clearly. Moreover, a pair of turbulent Taylor vortices in the inlet of gap between stator and rotor is predicted successfully. According to the numerical results, the vortices are quite complex in the complicated geometry, and the corresponding dissipation is relatively high. The related geometric parameters and structure of the motor can be optimized due to the high pressure loss between the thrust bearing and the sliding bearing.

motor; thrust bearing; porous media flow; turbulent flow; numerical simulation

TK730

A

1000-3983(2017)05-0001-10

國(guó)家自然科學(xué)基金（51779257，51479196，51139007）

2017-03-30