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(yùn)水利工程管理處，江蘇省宿遷市 223899；3．河海大學(xué)能源與電氣學(xué)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(jī)[1-3]，軸瓦因高溫?zé)龤У碾娬疽膊辉谏贁?shù)，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(jī)組因開停機(jī)頻繁、雙相運(yùn)行等特點(diǎn)，推力軸承因高溫而發(fā)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(fā)生的概率。在機(jī)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(guān)。江西洪屏抽蓄電站機(jī)組在抽水調(diào)相啟動過程出現(xiàn)了高壓注油泵出口壓力報低現(xiàn)象，這可能與推力軸承負(fù)荷、機(jī)組轉(zhuǎn)速和潤滑油油溫等可變因素有關(guān)，也可能和管路的沿程阻力和油泵的固有特性有關(guān)。但是當(dāng)務(wù)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(jī)組的安全穩(wěn)定運(yùn)行。

許多國內(nèi)外的學(xué)者對推力軸承的油膜特性進(jìn)行了研究，如：姚澤等人[9]基于數(shù)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(guān)系曲線；Novotny P等人[10]發(fā)展了一種推力軸承解析法與數(shù)值計算相結(jié)合的快速計算模型，該模型考慮了潤滑油進(jìn)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(zhì)量流量與實(shí)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(zhuǎn)速和不同壓力油進(jìn)口流速工況下的推力軸承油膜進(jìn)行了數(shù)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(jìn)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(wǎng)格模型，對油墊可傾式油膜的剛度、壓力場、溫度場進(jìn)行了計算，并提出一些針對運(yùn)行的有益措施。

雖然一些學(xué)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(jié)構(gòu)優(yōu)化和設(shè)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(jié)合以上研究背景，建立推力軸承瓦模型，基于ANSYS Fluent軟件，結(jié)合N-S方程、SST k-ε湍流模型，對機(jī)組啟動過程中注油泵出口壓力最低點(diǎn)對應(yīng)的轉(zhuǎn)速工況進(jìn)行計算，探究不同進(jìn)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(jī)組運(yùn)行時承受所有旋轉(zhuǎn)部件的重量和軸向推力，其結(jié)構(gòu)特性對于機(jī)組的安全穩(wěn)定運(yùn)行至關(guān)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(yōu)良，有利于減小機(jī)組的振動和擺度[14]。推力軸承參數(shù)如表1所示，軸承瓦結(jié)構(gòu)如圖1所示。

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

圖1 軸瓦結(jié)構(gòu)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(shè)備是由電機(jī)、油泵、單向閥、溢流閥、濾油器、截止閥、壓力傳感器、流量監(jiān)控器、壓力表等液壓元件及附件通過管道聯(lián)接而成的高壓油供油系統(tǒng)。在工作時，通過調(diào)節(jié)溢流閥，使系統(tǒng)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(jìn)入推力軸瓦進(jìn)油孔，潤滑油被壓進(jìn)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(jī)組全部旋轉(zhuǎn)部件的重量，為機(jī)組啟動提供足夠的支撐力。如圖2所示，為高壓油泵流經(jīng)推力軸承瓦的供油和回油路徑。待機(jī)組達(dá)到一定轉(zhuǎn)速后，動力油膜形成，高壓注油泵切除，機(jī)組開始持續(xù)而穩(wěn)定的運(yùn)轉(zhuǎn)。

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(shù)值計算方法

2.1 控制方程

連續(xù)性方程為[15]

Sm——源項，指的是從分散的二級相中加入連續(xù)相的質(zhì)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(fù)方向。能量方程為[13]

式中：E——能量；

k——流體的傳熱系數(shù)；

T——溫度；

ST——流體的內(nèi)熱源及由于黏性剪切作用流體機(jī)械能轉(zhuǎn)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(jù)雷諾準(zhǔn)則，基本可判定其流動狀態(tài)為層流，而軸瓦間隙的流動狀態(tài)多為湍流，學(xué)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(qū)域進(jìn)行數(shù)值計算[17，18]，本文也采用SST k-ε湍流模型，其運(yùn)輸方程為[19]：

式中 ：α1，σk3，σω3，σω2，α3，β3——所有相關(guān)參數(shù)都取缺省值。

2.2 計算域及網(wǎng)格劃分

要對壓力油膜特性進(jìn)行計算，計算域應(yīng)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(xué)者選擇利用周期性對稱邊界，只對一片軸瓦的所在域進(jìn)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(jìn)行建模，而是選擇建立軸承瓦進(jìn)油孔模型來進(jìn)行研究，因?yàn)闈櫥褪歉邏鹤⒂捅猛ㄟ^進(jìn)油線路輸送到軸承瓦進(jìn)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(jìn)油孔的進(jìn)油壓力是一一對應(yīng)的，那么軸承瓦進(jìn)油壓力對油膜特性的影響規(guī)律也與注油泵出口壓力對油膜特性的影響規(guī)律完全相同。

圖3 計算域Figure 3 Computational domain

在劃分網(wǎng)格時，應(yīng)充分考慮到幾何模型的結(jié)構(gòu)形狀，本文采用結(jié)構(gòu)化網(wǎng)格和非結(jié)構(gòu)化網(wǎng)格相結(jié)合的方式對計算域進(jìn)行空間離散，網(wǎng)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(guī)則，采用六面體結(jié)構(gòu)化網(wǎng)格進(jìn)行劃分，如圖4（b）所示；軸承瓦間隙結(jié)構(gòu)復(fù)雜，采用適應(yīng)性較好的四面體非結(jié)構(gòu)網(wǎng)格進(jìn)行劃分，如圖4（c）所示；軸瓦表面的高壓進(jìn)油孔結(jié)構(gòu)也很規(guī)則，采用O網(wǎng)格進(jìn)行剖分，如圖4（d）所示。網(wǎng)格重疊的部位采用interface面來進(jìn)行連接，以保證在計算過程中壓力、速度等參數(shù)的傳遞。對所有的網(wǎng)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(wǎng)格層數(shù)，來保證計算的精度和準(zhǔn)確性。經(jīng)過網(wǎng)格無關(guān)性驗(yàn)證，油膜厚度方向共取5層，如圖4（e）所示，計算域的總網(wǎng)格數(shù)為65萬。

圖4 網(wǎng)格劃分Figure 4 Meshing

2.3 計算工況設(shè)置

如圖5所示，為3號機(jī)組在某次抽水啟動過程中高壓注油泵出口壓力隨機(jī)組轉(zhuǎn)速變化曲線圖，在高壓注油泵啟動之初，機(jī)組轉(zhuǎn)速為0，注油泵出口壓力為11MPa；隨著機(jī)組轉(zhuǎn)速不斷增加，注油泵出口壓力迅速減小，在機(jī)組轉(zhuǎn)速達(dá)到55%的額定轉(zhuǎn)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(yùn)行，直至機(jī)組轉(zhuǎn)速上升到額定轉(zhuǎn)速，高壓注油泵切除，出口壓力歸0。其他機(jī)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(yīng)的轉(zhuǎn)速

圖5 抽水啟動過程中高壓注油泵出口壓力隨機(jī)組轉(zhuǎn)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(jī)組在抽水調(diào)相開機(jī)轉(zhuǎn)速上升過程中，每當(dāng)轉(zhuǎn)速達(dá)到55%的額定轉(zhuǎn)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(dǎo)致了監(jiān)控系統(tǒng)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(zhuǎn)速點(diǎn)（n=55% nr）工況，在不同軸承瓦進(jìn)油孔壓力下（4～11MPa）進(jìn)行數(shù)值模擬計算。

2.4 邊界條件與求解方法

邊界條件設(shè)置：如圖6所示，為計算域邊界條件的設(shè)置示意圖，計算域兩側(cè)設(shè)為旋轉(zhuǎn)周期性邊界條件，旋轉(zhuǎn)角度為30°；鏡板壁面設(shè)置為旋轉(zhuǎn)壁面，旋轉(zhuǎn)方向?yàn)槟鏁r針方向；壓力油泵進(jìn)油孔設(shè)為壓力進(jìn)口，與高壓油泵出口壓力相對應(yīng)；計算域最外側(cè)為出口邊界，設(shè)置為自由出流；其余壁面全部設(shè)置為無滑移壁面。

圖6 邊界條件設(shè)置Figure 6 Boundary condition setting

求解方法設(shè)置：高壓油的進(jìn)油溫度為35℃ ，在運(yùn)行的過程中，油槽內(nèi)的潤滑油溫為45℃，潤滑油會因?yàn)轲ば约羟袘?yīng)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(fù)雜性，本文將推力軸承瓦瓦面視作一高溫?zé)嵩?，溫度?0℃[20]。在求解時，設(shè)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(jìn)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(jié)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(jìn)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(jìn)油壓力的變化對油膜表面壓力分布規(guī)律的影響并不大，高壓力區(qū)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(kuò)散，油膜最外側(cè)有少量負(fù)壓，這與軸瓦的旋轉(zhuǎn)有關(guān)；軸承瓦進(jìn)油壓力主要影響油膜的壓力值大小，如圖8所示為不同進(jìn)油壓力與油膜表面最大壓力關(guān)系曲線，可以看出，隨著軸承瓦進(jìn)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(jī)組是否能夠安全運(yùn)行至關(guān)重要，若油膜的承載力不足以支撐機(jī)組，鏡板很有可能與軸承瓦面發(fā)生摩擦，造成燒瓦，導(dǎo)致嚴(yán)重的安全事故發(fā)生。機(jī)組在啟動過程中，作用在推力軸承瓦上的全部旋轉(zhuǎn)部件重量為發(fā)電機(jī)轉(zhuǎn)動部件和水輪機(jī)轉(zhuǎn)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(shù)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(yīng)承受的力為401t，軸承瓦數(shù)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(yīng)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(jī)組頂起，避免摩擦燒瓦事件的發(fā)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(qiáng)值，單位為Pa。

對不同軸瓦進(jìn)口壓力下的油膜承載力進(jìn)行計算，可以得到軸瓦進(jìn)油壓力與油膜承載力的關(guān)系，如表4所示。隨著軸瓦進(jìn)油壓力不斷增加，油膜可以承受的推力也不斷增大?？紤]到Fpad,lift的大小，可將5MPa設(shè)定為一個臨界值。當(dāng)進(jìn)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(jī)組頂起，且有一定的安全余量；當(dāng)進(jìn)油孔壓力小于5MPa時，單個油膜承載力小于Fpad,lift，此時，構(gòu)建的油膜不足以維持機(jī)組運(yùn)轉(zhuǎn)，很容易引發(fā)安全事故；當(dāng)進(jìn)油孔壓力大于5 MPa時，形成的油膜可以為機(jī)組提供足夠的承載力，確保機(jī)組安全穩(wěn)定運(yùn)行。

表4 單個油膜承載力與軸承瓦進(jìn)油壓力的關(guān)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(jī)組在啟動過程中由于高壓油壓力下降而引發(fā)的頻繁報警問題，可做如下處理：在機(jī)組啟動過程中，當(dāng)軸承瓦進(jìn)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(jī)組，確保機(jī)組安全穩(wěn)定運(yùn)行。考慮到油泵出口到軸承瓦進(jìn)口有一定的壓降，可設(shè)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(shè)備有限公司的意見，可以適當(dāng)調(diào)低高壓油泵出口的低壓報警值，將其從原來的6.7 MPa調(diào)整到5.5MPa。

4 結(jié)論

本文針對江西洪屏電站在啟動過程中出現(xiàn)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(jī)組啟動過程中最危險的工況點(diǎn)進(jìn)行了計算，探究了不同進(jìn)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(jié)論如下：

（1）進(jìn)油壓力變化對油膜表面壓力分布規(guī)律的影響并不大，高壓力區(qū)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(kuò)散。

（2）進(jìn)油壓力主要影響油膜表面的壓力值大小，隨著進(jìn)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(zhuǎn)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(jī)組啟動過程中頻繁發(fā)生低壓報警問題，可將注油泵低壓報警值從原來的6.7MPa調(diào)整到5.5MPa。