注油泵出口壓力對抽水蓄能機組推力軸承油膜特性的影響研究

韓 釗，黃 毅，劉 斌，孫 潔，王雪梅

（1．江西洪屏抽水蓄能有限公司，江西省宜春市 330600；2．江蘇省駱運水利工程管理處，江蘇省宿遷市 223899；3．河海大學能源與電氣學院，江蘇省南京市 211100）

0 引言

世界各地有許多電站的軸承都因高溫而被迫停機[1-3]，軸瓦因高溫燒毀的電站也不在少數，如Bratsk水電站[4]、ROSEIRS水電站[5]、Karot水電站[6]、奧路捷水電站[7]等。相比于一般的水電站，抽水蓄能電站的機組因開停機頻繁、雙相運行等特點，推力軸承因高溫而發生故障的隱患更大[8]。

推力軸承瓦與鏡板之間油膜的有效建立，可以最大程度降低燒瓦事故發生的概率。在機組啟動過程中，高壓注油泵將潤滑油壓入軸承瓦與鏡板的楔形間隙中，形成油膜。此時，高壓注油泵的出口壓力與軸承油膜的建立、油膜的壓力特性、承載特性等密切相關。江西洪屏抽蓄電站機組在抽水調相啟動過程出現了高壓注油泵出口壓力報低現象，這可能與推力軸承負荷、機組轉速和潤滑油油溫等可變因素有關，也可能和管路的沿程阻力和油泵的固有特性有關。但是當務之急是探究建立油膜所需的最小高壓注油泵出口壓力值，只有確保油膜的有效建立，才能保證機組的安全穩定運行。

許多國內外的學者對推力軸承的油膜特性進行了研究，如：姚澤等人[9]基于數值模擬，研究了油膜不同厚度層下的速度分布以及不同膜厚和傾角與瓦面承載力的關系曲線；Novotny P等人[10]發展了一種推力軸承解析法與數值計算相結合的快速計算模型，該模型考慮了潤滑油進口溫度和壓力的影響，計算得到油膜承載能力、摩擦力矩和質量流量與實際相符。聶賽[11]等人基于N-S方程、k-ε湍流模型和周期性邊界，分別對不同轉速和不同壓力油進口流速工況下的推力軸承油膜進行了數值模擬研究；Rotta G等人[12]建立了整個動力軸承的模型，計算了軸承間隙中潤滑油的流動情況，并探究了進口油溫度對軸承性能方面的影響；周文凱[13]搭建了油膜間隙網格模型，對油墊可傾式油膜的剛度、壓力場、溫度場進行了計算，并提出一些針對運行的有益措施。

雖然一些學者在油膜的研究方面做了一些工作，探究了油膜的流動特性和承載力，為軸承的結構優化和設計制造提供了建議。但是針對注油泵出口壓力對油膜特性的影響研究，目前還是較為寥寥。本文結合以上研究背景，建立推力軸承瓦模型，基于ANSYS Fluent軟件，結合N-S方程、SST k-ε湍流模型，對機組啟動過程中注油泵出口壓力最低點對應的轉速工況進行計算，探究不同進油壓力對軸承油膜表面壓力分布和承載力的影響。

1 物理模型及油膜建立

1.1 物理模型

推力軸承在機組運行時承受所有旋轉部件的重量和軸向推力，其結構特性對于機組的安全穩定運行至關重要。江西洪屏抽蓄電站采用的是彈簧簇支撐式推力軸承，這種軸承性能優良，有利于減小機組的振動和擺度[14]。推力軸承參數如表1所示，軸承瓦結構如圖1所示。

表1 推力軸承參數Table 1 Parameters of thrust bearing

圖1 軸瓦結構圖Figure 1 Bearing pad structure

1.2 高壓注油泵裝置與推力軸承油膜的建立

高壓油頂起設備是由電機、油泵、單向閥、溢流閥、濾油器、截止閥、壓力傳感器、流量監控器、壓力表等液壓元件及附件通過管道聯接而成的高壓油供油系統。在工作時，通過調節溢流閥，使系統壓力與工作壓力保持一致，而后，高壓油通過高壓供油輸出線路進入推力軸瓦進油孔，潤滑油被壓進軸瓦與軸承鏡板之間，完成靜壓油膜的建立。靜壓油膜可承受機組全部旋轉部件的重量，為機組啟動提供足夠的支撐力。如圖2所示，為高壓油泵流經推力軸承瓦的供油和回油路徑。待機組達到一定轉速后，動力油膜形成，高壓注油泵切除，機組開始持續而穩定的運轉。

圖2 高壓油泵供油、回油路徑Figure 2 Oil supply and oil return path of high-pressure oil pump

2 數值計算方法

2.1 控制方程

連續性方程為[15]

Sm——源項，指的是從分散的二級相中加入連續相的質量，由于此處只有潤滑油，且不存在相變問題，因此源項為0。

動量方程為[16]

式中：p——壓力；

μ——動力黏度；

g——重力加速度，本文取Z軸負方向。能量方程為[13]

式中：E——能量；

k——流體的傳熱系數；

T——溫度；

ST——流體的內熱源及由于黏性剪切作用流體機械能轉換為熱能的部分。

在計算油膜特性時，由于油膜厚度很小，多在微米級，根據雷諾準則，基本可判定其流動狀態為層流，而軸瓦間隙的流動狀態多為湍流，學者在面對此類問題時，通常選用SST k-ε湍流模型來對行層流、湍流區域進行數值計算[17，18]，本文也采用SST k-ε湍流模型，其運輸方程為[19]：

式中 ：α1，σk3，σω3，σω2，α3，β3——所有相關參數都取缺省值。

2.2 計算域及網格劃分

要對壓力油膜特性進行計算，計算域應包括壓力油膜楔形間隙及相鄰軸承瓦間隙，考慮到計算資源和軸瓦的對稱性，許多學者選擇利用周期性對稱邊界，只對一片軸瓦的所在域進行計算[9，11]。本文沿用相同的方法，取整個模型的1/12作為計算域，如圖3所示。值得說明的是，在建立模型時，為了簡化模型和便于計算，并未對注油泵部分進行建模，而是選擇建立軸承瓦進油孔模型來進行研究，因為潤滑油是高壓注油泵通過進油線路輸送到軸承瓦進油孔的，雖然也有一定的沿程損失，但是注油泵出口壓力與軸承瓦進油孔的進油壓力是一一對應的，那么軸承瓦進油壓力對油膜特性的影響規律也與注油泵出口壓力對油膜特性的影響規律完全相同。

圖3 計算域Figure 3 Computational domain

在劃分網格時，應充分考慮到幾何模型的結構形狀，本文采用結構化網格和非結構化網格相結合的方式對計算域進行空間離散，網格的整體劃分示意圖如圖4（a）所示。具體劃分方式如下：油膜呈楔形，整體形狀較為規則，采用六面體結構化網格進行劃分，如圖4（b）所示；軸承瓦間隙結構復雜，采用適應性較好的四面體非結構網格進行劃分，如圖4（c）所示；軸瓦表面的高壓進油孔結構也很規則，采用O網格進行剖分，如圖4（d）所示。網格重疊的部位采用interface面來進行連接，以保證在計算過程中壓力、速度等參數的傳遞。對所有的網格劃分部件而言，油膜是最為重要的，油膜的厚度往往非常小，在微米級別。因此在厚度上要劃分出足夠的網格層數，來保證計算的精度和準確性。經過網格無關性驗證，油膜厚度方向共取5層，如圖4（e）所示，計算域的總網格數為65萬。

圖4 網格劃分Figure 4 Meshing

2.3 計算工況設置

如圖5所示，為3號機組在某次抽水啟動過程中高壓注油泵出口壓力隨機組轉速變化曲線圖，在高壓注油泵啟動之初，機組轉速為0，注油泵出口壓力為11MPa；隨著機組轉速不斷增加，注油泵出口壓力迅速減小，在機組轉速達到55%的額定轉速附近時，注油泵出口壓力降至最低，約在6MPa；之后，注油泵維持出口低壓運行，直至機組轉速上升到額定轉速，高壓注油泵切除，出口壓力歸0。其他機組的情況類似，如表2所示。

表2 高壓注油泵出口最低壓力對應的轉速

圖5 抽水啟動過程中高壓注油泵出口壓力隨機組轉速變化曲線圖Figure 5 Variation curve of outlet pressure of high-pressure injection pump with unit speed during pumping start

洪屏電站高壓注油泵出口壓力低報警定值為6.7MPa，如上所述，機組在抽水調相開機轉速上升過程中，每當轉速達到55%的額定轉速時，高壓交流注油泵出口壓力都會降低至6 MPa左右，這就導致了監控系統頻繁報警。為探究不同注油泵出口壓力值對軸承油膜特性的影響，取最危險轉速點（n=55% nr）工況，在不同軸承瓦進油孔壓力下（4～11MPa）進行數值模擬計算。

2.4 邊界條件與求解方法

邊界條件設置：如圖6所示，為計算域邊界條件的設置示意圖，計算域兩側設為旋轉周期性邊界條件，旋轉角度為30°；鏡板壁面設置為旋轉壁面，旋轉方向為逆時針方向；壓力油泵進油孔設為壓力進口，與高壓油泵出口壓力相對應；計算域最外側為出口邊界，設置為自由出流；其余壁面全部設置為無滑移壁面。

圖6 邊界條件設置Figure 6 Boundary condition setting

求解方法設置：高壓油的進油溫度為35℃ ，在運行的過程中，油槽內的潤滑油溫為45℃，潤滑油會因為黏性剪切應變而升溫，軸承瓦瓦面也會因摩擦作用生熱，為了降低計算的復雜性，本文將推力軸承瓦瓦面視作一高溫熱源，溫度為70℃[20]。在求解時，設置重力作用，選擇基于壓力的求解器，采用有限體積法離散控制方程，選擇SIMPLE算法對速度壓力進行耦合求解，此外，所有的壓力項、對流項、湍動能及耗散率均采用二階精度求解方式計算。

3 計算結果及分析

3.1 軸承油膜壓力分布特性

高壓泵的出口壓力降低，意味著油膜的承載力會有所下降，油膜表面的壓力分布也會不可避免的受到影響。圖7所示為55% nr，不同進油壓力下軸承瓦的油膜表面壓力分布云圖。

從圖7（a）～（h）可以看出，軸承瓦進油壓力的變化對油膜表面壓力分布規律的影響并不大，高壓力區位于瓦面中心靠近主軸位置，且呈橢圓形分布，以壓力遞減的趨勢向外一圈一圈擴散，油膜最外側有少量負壓，這與軸瓦的旋轉有關；軸承瓦進油壓力主要影響油膜的壓力值大小，如圖8所示為不同進油壓力與油膜表面最大壓力關系曲線，可以看出，隨著軸承瓦進油壓力不斷增加，油膜表面最高壓力幾乎呈線性增加。

3.2 油膜承載力特性

啟動過程中的油膜承載力對機組是否能夠安全運行至關重要，若油膜的承載力不足以支撐機組，鏡板很有可能與軸承瓦面發生摩擦，造成燒瓦，導致嚴重的安全事故發生。機組在啟動過程中，作用在推力軸承瓦上的全部旋轉部件重量為發電機轉動部件和水輪機轉動部件之和，如表3所示。啟動時單個推力瓦承受的推力如下。

式中：Frp——推力軸承承受的推力；

zb——軸承瓦數量；

Fpad,lift——每一片軸瓦承受的推力。

在啟動過程中，推力軸承所應承受的力為401t，軸承瓦數量為12，因此，對于每一片軸承瓦與鏡板間隙形成的油膜而言，其承受的力F不應小于Fpad,lift=33.42t。換而言之，只有單個油膜承載力大于Fpad,lift，才能保證壓力油膜成功將機組頂起，避免摩擦燒瓦事件的發生。推力軸承單個油膜承載力計算公式如式（8）所示[9]，

式中：F——承載力，單位為t；

P——壓強值，單位為Pa。

對不同軸瓦進口壓力下的油膜承載力進行計算，可以得到軸瓦進油壓力與油膜承載力的關系，如表4所示。隨著軸瓦進油壓力不斷增加，油膜可以承受的推力也不斷增大。考慮到Fpad,lift的大小，可將5MPa設定為一個臨界值。當進油孔壓力為5MPa時，油膜承載力F/Fpad,lift=1.08，此時油膜剛好能將機組頂起，且有一定的安全余量；當進油孔壓力小于5MPa時，單個油膜承載力小于Fpad,lift，此時，構建的油膜不足以維持機組運轉，很容易引發安全事故；當進油孔壓力大于5 MPa時，形成的油膜可以為機組提供足夠的承載力，確保機組安全穩定運行。

表4 單個油膜承載力與軸承瓦進油壓力的關系Table 4 Relationship between bearing capacity of single oil film and oil inlet pressure of bearing pad

因此，針對洪屏電站抽蓄機組在啟動過程中由于高壓油壓力下降而引發的頻繁報警問題，可做如下處理：在機組啟動過程中，當軸承瓦進油壓力在5 MPa時，油壓可以保證推力軸瓦在最危險的工況頂起機組，確保機組安全穩定運行。考慮到油泵出口到軸承瓦進口有一定的壓降，可設定注油泵出口油壓的安全臨界壓力為5.5 MPa，參照福伊特水電設備有限公司的意見，可以適當調低高壓油泵出口的低壓報警值，將其從原來的6.7 MPa調整到5.5MPa。

4 結論

本文針對江西洪屏電站在啟動過程中出現的高壓油泵裝置出口壓力報低問題，建立了1/12的推力軸瓦模型，基于ANSYS Fluent軟件，對機組啟動過程中最危險的工況點進行了計算，探究了不同進油壓力對軸承油膜表面壓力分布和油膜承載力的影響，本文結論如下：

（1）進油壓力變化對油膜表面壓力分布規律的影響并不大，高壓力區總是位于瓦面中心靠近主軸位置，且呈橢圓形分布，以壓力遞減的趨勢向外一圈一圈擴散。

（2）進油壓力主要影響油膜表面的壓力值大小，隨著進油壓力的不斷增加，油膜表面最高壓力幾乎呈線性增加。

（3）在55%額定轉速下，5.5MPa的油壓可以作為高壓油泵出口壓力的安全臨界值。為解決高壓油泵裝置在機組啟動過程中頻繁發生低壓報警問題，可將注油泵低壓報警值從原來的6.7MPa調整到5.5MPa。