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        高溫高壓屏蔽泵用電動(dòng)機(jī)可傾推力軸承水膜計(jì)算與分析

        2020-07-29 00:53:22劉丁元郭小佳
        防爆電機(jī) 2020年2期
        關(guān)鍵詞:主泵水膜扇形

        劉丁元,郭小佳

        (佳木斯電機(jī)股份有限公司,黑龍江佳木斯 154002)

        0 引言

        泵用電動(dòng)機(jī)(以下簡稱核電動(dòng)機(jī))是反應(yīng)堆壓力邊界的一部分輸送介質(zhì)為反應(yīng)堆冷卻劑,含有放射性。當(dāng)易損件到達(dá)壽命時(shí),需停堆維護(hù)。軸承做為核主泵電機(jī)的關(guān)鍵易損件,其設(shè)計(jì)直接關(guān)系機(jī)組壽命進(jìn)而影響電站運(yùn)行的經(jīng)濟(jì)性和工作人員的身體健康,故軸承設(shè)計(jì)是電機(jī)關(guān)鍵技術(shù),軸承設(shè)計(jì)中動(dòng)壓潤滑水膜計(jì)算尤為重要。目前,已有不少學(xué)者對多級泵滑動(dòng)軸承液膜的特性展開了相關(guān)研究,余江波[1]對軸承水膜潤滑機(jī)理進(jìn)行了研究,馮慧慧[2]基于有限差分法對水潤滑主泵軸承進(jìn)行了細(xì)致分析,根據(jù)流體動(dòng)壓潤滑理論[3、4]。本文基于Matlab編程求解二維定常Reynolds方程,對方程進(jìn)行差分離散化,得到核主泵電動(dòng)機(jī)可傾推力軸承水膜壓力分布與水膜厚度分布,研究在不同轉(zhuǎn)速和軸向載荷下,水潤滑軸承水膜厚度分布變化規(guī)律,并得到相互關(guān)系曲線,對指導(dǎo)可傾推力軸承設(shè)計(jì)具有重要的工程意義。

        1 電動(dòng)機(jī)可傾推力軸承結(jié)構(gòu)概述

        軸承結(jié)構(gòu)軸承運(yùn)行80℃去離子水換將,選擇M209K與鎳基合金組成摩擦副。在目前有成熟應(yīng)用經(jīng)驗(yàn)的材料中,石墨基體浸漬呋喃樹脂材料M209K,具有良好的自潤滑性能與導(dǎo)熱性能、抗沖擊性能、耐輻照性能。

        推力盤的下方設(shè)置下推力軸承,機(jī)組產(chǎn)生的剩余軸向力由下推力軸承承受。下推力軸承由8塊扇形瓦塊組成,每塊扇形瓦均安裝在單獨(dú)對應(yīng)的瓦座內(nèi),并用擋板、螺釘壓緊。在止推軸承座下方有圓軸承支座和支座,支撐在止推軸承座偏心位置,使下推力軸承工作時(shí)自然形成水楔傾角,具有較大的承載能力。主泵電動(dòng)機(jī)下推力軸承結(jié)構(gòu)見圖1。

        圖1 下推力軸承結(jié)構(gòu)(右側(cè)為三維示意圖)

        2 可傾推力軸承扇形瓦面動(dòng)壓潤滑理論模型

        本文以可傾推力軸承扇形瓦點(diǎn)支承推力軸承為研究對象,依據(jù)流體動(dòng)壓潤滑理論,建立了水膜壓力方程(雷諾方程)、水膜厚度方程、粘溫方程。圖2為可傾推力軸承單個(gè)瓦面簡化示意圖。

        圖2 推力軸承單個(gè)瓦面簡化示意圖

        2.1 水膜壓力方程(雷諾Reynolds方程)

        基于流體流動(dòng)物理守恒定律,從粘性流體力學(xué)的連續(xù)性方程和動(dòng)量方程出發(fā),采用一定的合理假設(shè)可推導(dǎo)出的雷諾微分方程,Reynolds方程描述了水膜壓力分布與水膜厚度、流體粘度、流體速度之間的數(shù)學(xué)關(guān)系。其假設(shè)條件如下

        (1)不考慮瓦塊與推力盤的變形;

        (2)推力盤與瓦塊間的水膜層很薄,水膜壓力在水膜厚度方向上被視為常量;

        (3)潤滑水與固體面間沒有相對滑移;

        (4)潤滑水除粘度外,其它物性參數(shù)不變,屬于牛頓流體;

        (5)潤滑水的徹體力和慣性力與水性力相比,可以忽略不計(jì);

        (6)潤滑水不可壓縮;

        (7)潤滑水流動(dòng)為層流流動(dòng)。

        在此基本假設(shè)下,柱坐標(biāo)下的水膜壓力方程即雷諾方程為

        (1)

        一般情況下,沿水膜厚度方向的速度為0,即沿Z軸的速度W1=W2=0,推力瓦的速度U1=0,鏡板的速度U2=ωr。同時(shí),應(yīng)用極坐標(biāo)形式將式(1)簡化為

        (2)

        式中,μ—潤滑水動(dòng)力粘度;P—水膜壓力;ω—滑動(dòng)盤轉(zhuǎn)速;h—潤滑水水膜厚度;r、θ—極坐標(biāo)系下水膜任一點(diǎn)坐標(biāo)。邊界條件為

        (3)

        式中,?!み吔?;Γ1—水膜破裂邊界。

        2.2 膜厚方程

        根據(jù)點(diǎn)支撐推力軸承扇形瓦結(jié)構(gòu),導(dǎo)出瓦塊傾斜時(shí),瓦面上任意一點(diǎn)處的水膜厚度方程

        h=hρ+γr[rsin(θρ-θ)]+γθ[rcos(θρ-θ)-rρ]

        (4)

        式中,h—瓦面上任意一點(diǎn)的水膜厚度;hρ—扇形瓦支點(diǎn)P處的水膜厚度;γr—瓦繞OP線的轉(zhuǎn)動(dòng)角;γθ—瓦垂直于OP線的轉(zhuǎn)動(dòng)角;r—瓦面上任意一點(diǎn)的半徑;θ—瓦面上任意一點(diǎn)的軸向角;θρ—扇形瓦支點(diǎn)P處的周向角;rρ—扇形瓦支點(diǎn)P處的半徑,示意圖見圖2。

        2.4 溫粘方程

        溫粘關(guān)系采用Walther-ADTM方程,方程為

        lglg(ν+0.6)=A0-B0lg(T+273.15)

        (5)

        式中,A0、B0—實(shí)驗(yàn)確定出的系數(shù);ν—運(yùn)動(dòng)粘度。水的物理參數(shù)為: 其實(shí)際運(yùn)動(dòng)粘度為44.1mm2/s,密度為871kg/m3,系數(shù)A0=11.176254,B0=4.390936。

        3 基于Matlab推力軸承潤滑性能計(jì)算分析

        根據(jù)前文建立的有關(guān)扇形可傾瓦點(diǎn)支承推力軸承潤滑性能的數(shù)學(xué)模型以及基于有限差分法離散形式的基礎(chǔ)上,本文應(yīng)用 Matlab編制了可傾推力扇形瓦點(diǎn)支承推力軸承潤滑性能數(shù)值計(jì)算程,推力軸承結(jié)構(gòu)參數(shù)見表1。

        表1 推力軸承結(jié)構(gòu)參數(shù)

        3.1 額定工況電動(dòng)機(jī)可傾推力軸承潤特性計(jì)算結(jié)果

        額定工況電動(dòng)機(jī)可傾推力軸承潤滑靜特性計(jì)算結(jié)果見圖4。

        由圖3知,最大水膜厚度187μm,出現(xiàn)在推力軸承扇形瓦進(jìn)水處,最小水膜厚度48μm位于推力軸承扇形瓦左上方,水膜厚度從推力軸承扇形瓦右下方左上方呈現(xiàn)減小趨勢,水膜厚度分布沿上述方向分布與主泵電動(dòng)機(jī)旋轉(zhuǎn)方向相關(guān),同時(shí)分布規(guī)律與上文式(4)膜厚方程相符。水膜壓力分別沿推力瓦徑向與周向沿拋物線分布,水膜壓力在推力瓦進(jìn)口處先緩慢增加到最大值0.166MPa在推力瓦出口處急劇減小,由雷諾方程邊界條件式(3)可知,可傾推力軸承扇形瓦四周邊緣的壓力為初始值,即為0。

        圖3 定工況可傾推力軸承扇形瓦水膜厚度與壓力分布

        圖4 傾推力軸承扇形瓦水膜厚度分布(不同載荷)

        3.2 主泵電動(dòng)機(jī)軸向載荷對水膜厚度影響

        如圖4,在主泵電動(dòng)機(jī)推力扇形瓦,扇形瓦結(jié)構(gòu)參數(shù)(包括瓦數(shù)、周向與徑向傾角、扇形瓦內(nèi)、外徑)與轉(zhuǎn)速恒定,軸向載荷分別為3970N、4920N、6110N、7050N時(shí),潤滑水膜厚度分布情況,可知,3970N對應(yīng)最小水膜厚度為44μm、4920N對應(yīng)最小水膜厚度為、6110N對應(yīng)最小水膜厚度為33μm、7050N對應(yīng)最小水膜厚度為30μm,故水膜厚度與軸向載荷呈反相關(guān),關(guān)系曲線見圖5。

        圖5 水膜厚度與軸向載關(guān)系曲線

        3.3 主泵電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速對水膜厚度影響

        圖6 可傾推力軸承扇形瓦水膜厚度分布(不同轉(zhuǎn)速)

        圖6可知,在主泵電動(dòng)機(jī)推力扇形瓦,扇形結(jié)構(gòu)參數(shù)(同上)與軸向載荷恒定,轉(zhuǎn)速分別我2240rpm、2630rpm、2950rpm、3420rpm所對應(yīng)最小水膜厚度分別為36μm、42μm、47μm、55μm,水膜厚度與轉(zhuǎn)速增加而增大,關(guān)系曲線見圖7。

        圖7 水膜厚度與轉(zhuǎn)速關(guān)系曲線

        4 結(jié)語

        本文以某型主泵可傾推力軸承為例,介紹了推力軸承結(jié)構(gòu),根據(jù)流體動(dòng)壓潤滑理論,編制基于Matlab有限差分法程序,計(jì)算得到額定工況下水膜厚度分布、水膜壓力分布,并分析了電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速、軸向載荷對軸承潤水膜厚度的影響,總結(jié)如下。

        (1)額定工況下,電動(dòng)機(jī)可傾推力軸承水膜厚度從推力軸承扇形瓦右下方→左上方呈現(xiàn)減小趨勢,水膜厚度分布沿上述方向分布與主泵電動(dòng)機(jī)旋轉(zhuǎn)方向相關(guān),同時(shí)分布規(guī)律與膜厚方程相符。

        (2)額定工況下,電動(dòng)機(jī)可傾推力軸承水膜壓力水膜壓力在推力瓦進(jìn)口處先緩慢增加到最大值0.166MPa,在推力瓦出口處急劇減小,這與雷諾方程邊界條件設(shè)置一致。

        (3)電動(dòng)機(jī)可傾推力軸承潤滑水膜厚度比與電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速、軸向載荷等因素相關(guān),在一定轉(zhuǎn)速范圍內(nèi)(2200~3400rpm),隨著轉(zhuǎn)速的升高,潤滑水膜厚度增大。在一定軸向載荷范圍內(nèi)(4000~7000N),潤滑水膜厚度隨軸向載荷增加而減小。

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