基于CFD的水泵水輪機推力軸承潤滑性能流固耦合研究

王青華，馮 波，李冬冬，顧希明，張書友，楊麗君，姜澤界

(1.上海明華電力科技有限公司，上海 200090；2.華東天荒坪抽水蓄能有限責任公司，浙江 安吉 313302)

推力軸承是水輪發電機組的關鍵部件之一，隨著水輪發電機單機容量不斷提高，尺寸不斷增大且結構日益復雜，推力軸承負荷加大，帶來瓦面積和比壓的增長及軸承油膜溫度的升高，一方面使潤滑油粘度及承載力下降、油膜變薄，嚴重時導致軸瓦與轉動部件表面發生動靜摩擦事故，另一方面由于潤滑油溫度升高，使軸瓦與鏡板推力頭因溫差引起的熱變形增大，進而導致軸承性能下降及安全事故的發生[1-3]。

某電站裝有6臺單機容量為300 MW的機組，其水泵水輪機型式為單級混流可逆式，發電機為立軸懸式同步電機，額定轉速500 r/min。該電站機組經過20多年的運行，推力軸承存在部分瓦溫超出國家標準、瓦面脫殼等現象。因此，有必要對推力瓦進行計算分析，為機組的安全運行提供保障，減小因瓦溫過高、燒瓦等事故帶來的損失，具有巨大的經濟效益。

1940年代，Christoperson和Cope等[4-5]基于雷諾方程開啟了對推力軸承進行動力潤滑分析的大門，柳飛[6]對推力軸承進行了二維熱流體動力潤滑分析，求解雷諾方程、二維能量方程和粘溫方程討論推力負荷和最小油膜厚度間的關系。蔣秀龍[7]采用三維熱彈流動力分析法研究了瓦塊變形、轉速、推力負荷和潤滑油型號對水輪機可傾瓦推力軸承潤滑性能的影響。傳統的分析大多是在假設軸瓦為剛性前提下進行軸承的研究和設計，沒有考慮運行過程中軸瓦的變形及其溫度變化情況。

本文在分析某水泵水輪機軸承結構及運行數據的基礎上，建立了推力軸承數值計算模型，分析了推力軸瓦的受力及變形情況，并研究了最小油膜厚度及瓦面傾角對油膜承載力、推力瓦塊等效應力及變形的影響，研究結果對分析推力軸承的性能變化具有重要的指導意義。

1 數值計算

1.1 推力軸承幾何模型

推力軸承結構如圖1所示，主要由軸瓦、推力頭鏡板、油箱、支撐系統及冷卻系統組成。推力頭與鏡板之間用螺桿連接，潤滑油經冷卻器冷卻后沿回油管流至腔內，推力軸瓦共10塊，外徑1 620 mm，內徑712 mm，軸瓦張角27°，采用雙層結構，上層為鑲有巴氏合金的銅瓦，厚度38 mm，其中巴氏合金的厚度為2.5 mm，下層為厚50 mm的鋼托瓦，上、下部的銅、鋼瓦用5顆M12螺釘緊密連接，兩層總厚度為88 mm。軸瓦表面與鏡板形成楔形油膜，瓦塊之間設有油槽。運行過程中，軸向載荷依次通過鏡板、油膜、軸瓦以及機架最終傳遞到基礎上去。

圖1 推力軸承結構示意

1.2 數值模型

因推力軸承模型為對稱結構，對潤滑油模型進行周期性建模，只需對單個油膜模型進行計算就能夠得到整個潤滑油模型的承載特性。圖2為數值模型網格示意圖，采用GAMBIT建立模型及劃分網格，將幾何模型切割成多塊以生成結構網格，并在油膜厚度方向進行加密，經網格無關性驗證后，最終確定網格節點總數約為320萬。

圖2 周期性網格示意

采用ANSYS-CFX進行模擬計算，其中鏡板表面設為旋轉壁面，旋轉方向為逆時針，油槽左右兩側面為周期性邊界，油膜及油槽內、外徑分別設為壓力進、出油口，流體狀態為層流，進油壓力1 atm，進油溫度33 ℃，壁面速度500 r/min，潤滑油密度876 kg/m3，粘度0.036 pa·s，定壓比熱容2 200 J/(kg·K)，導熱系數0.12 W/(m·K)。計算流場得出結果后，進行結構靜態分析，抑制流體部分(油膜及油槽)，導入瓦面油膜的壓力載荷，對推力瓦塊進行受力變形分析。

2 計算結果與分析

2.1 推力軸承軸瓦受力及變形分析

圖3、4為油膜厚度及溫度分布，其中等值線1為靠近出口處油膜厚度最小的位置，等值線7為靠近進口處油膜厚度最大的位置。軸承在高速運轉時，潤滑油與軸瓦之間發生剪切作用，導致潤滑油溫度升高，由于剪切力和粘性耗散造成的溫升傳熱到軸瓦，使軸瓦溫度進一步升高。由于在油膜厚度方向速度梯度的存在，使得越靠近瓦面的油膜速度越低，越靠近推力盤面的速度越高，速度越高潤滑油熱交換越頻繁，溫升就越小[8]，故在油膜厚度方向推力瓦表面的溫度最高。而在瓦面方向，油膜厚度越小，油膜內部剪切速率越大，造成溫升越大；油膜厚度越大，供油量增加，使油內部熱交換更加頻繁，軸承運轉帶走更多的熱量，潤滑油溫升降低。因此溫升隨油膜厚度的減小而增大，且高溫區域逐漸縮小，最高溫度達到353.4 K。調閱生產廠家SIS中2017年銅瓦RTD數據，銅瓦RTD溫度最高值為75.13 ℃(348.3 K)，與仿真計算結果相差約5 K，說明了計算的準確性很高，從計算結果可以得知，油膜溫度可能超過80 ℃，將可能使得銅瓦RTD溫度也超過80 ℃，雖然超過國標規定，但仍然可以正常運行。

圖3 油膜厚度分布

圖4 油膜溫度分布

圖6 不同最小油膜厚度下壓力云圖(單位：Pa)

最大剪切應力發生在出口處油膜厚度最小的位置，最大應力達到12 MPa，最大變形達到4.16 μm。瓦面的比壓油膜和壓力分布是均衡的，并始終處于最佳承載動壓運行狀態，由于彈簧簇的彈性具有自動調節并平衡瓦的受力、保證瓦面自由傾斜的功能，因此，無論是水輪機工況還是水泵工況都會產生由進出油邊油膜厚度差所形成的楔性油膜， 使推力軸承軸瓦起到良好的潤滑和冷卻作用。

2.2 最小油膜厚度對推力軸承的影響

由于軸承運轉時的最小油膜厚度是衡量軸承運行好壞、安全與否的重要參數，是影響油膜承載力的主要因素[9-10]，因此對推力軸承的研究必須對其最小油膜厚度進行研究。圖5為最小油膜厚度對油膜承載力的影響。可以看出，隨油膜厚度的增加，承載力不斷減小。這是因為隨油膜厚度的增加，供油量增加，沿油膜厚度方向剪切率不斷減小，壓力降低，導致油膜承載力降低。

圖5 最小油膜厚度對油膜承載力的影響

圖6、7分別為不同油膜厚度下油膜壓力云圖，瓦塊等效應力示意。從圖6、7可以看出，隨最小油膜厚度的增大，油膜壓力與瓦塊等效應力、變形均不斷減小，且最大值點在靠近出口處油膜厚度最小的位置。這是因為油膜厚度小的地方，潤滑油流速較小，壓力較大，產生的應力及變形也隨之增大。但由于瓦塊傾角不變，因此壓力場及應力、變形場的分布規律不變。

2.3 瓦面傾角對推力軸承的影響

瓦面傾角是影響楔形效應的主要因素，研究瓦面傾角對油膜承載力及瓦面等效應力、變形的影響規律，能夠更全面地分析瓦面傾角對軸承性能的影響[11-12]。圖8為瓦面傾角對油膜承載力的影響。可以看出，隨瓦面傾角的增加，承載力先增大后減小。

圖7 不同最小油膜厚度下瓦塊等效應力(單位：Pa)

圖8 瓦面傾角對油膜承載力的影響

圖9 不同瓦面傾角下壓力云圖(單位：Pa)

當傾角過小時，瓦面接近于平面，形成壓差較小，因此油膜承載力較小；隨著傾角增大，瓦面壓差增大，油膜厚度小的地方潤滑油流速小，壓力大，油膜厚度大的地方潤滑油流速大，壓力小，使油膜承載力升高；當傾角繼續增大時，油膜厚度也隨之相對增大，供油量增加，沿油膜厚度方向剪切率不斷減小，壓力降低，導致油膜承載力降低。

圖9、10分別為不同瓦面傾角下油膜壓力云圖、瓦塊等效應力示意。可以看出，隨著斜面傾角的增加，軸瓦高壓區域及最大應力、變形區域逐漸向出口處油膜厚度最小的位置移動，且高值區域越來越小，低值區域越來越大。這是因為最小油膜厚度為定值，隨著傾角的增加，油膜厚度沿出口到入口的方向(瓦面對角線方向)不斷增加，潤滑油流速減小，壓力減小。

3 結 論

在油膜厚度方向，越靠近瓦面溫度越高；在瓦面方向，越靠近最小油膜厚度方向溫度越高，最高溫度達到353.4 K。最大應力發生在出口處油膜厚度最小的位置，最大應力達到12 MPa，最大變形達到4.16 μm。油膜厚度增大時，其承載力及瓦塊等效應力減小。當瓦面傾角增大時，油膜承載力及瓦塊等效應力先增大后減小。

從生產廠家SIS中2017年銅瓦RTD溫度數據來看，仿真計算結果與實際運行數據一致，說明了仿真計算的準確性較高。從計算結果可以得知，油膜溫度可能超過80 ℃，將可能使得銅瓦RTD溫度也超過80 ℃，雖然超過國標規定，但仍然可以正常運行。