注油泵出口压力对抽水蓄能机组推力轴承油膜特性的影响研究

2021-11-16王雪梅

水电与抽水蓄能 2021年5期

韩钊，黄毅，刘斌，孙洁，王雪梅

（1．江西洪屏抽水蓄能有限公司，江西省宜春市 330600；2．江苏省骆运水利工程管理处，江苏省宿迁市 223899；3．河海大学能源与电气学院，江苏省南京市 211100）

0 引言

世界各地有许多电站的轴承都因高温而被迫停机[1-3]，轴瓦因高温烧毁的电站也不在少数，如Bratsk水电站[4]、ROSEIRS水电站[5]、Karot水电站[6]、奥路捷水电站[7]等。相比于一般的水电站，抽水蓄能电站的机组因开停机频繁、双相运行等特点，推力轴承因高温而发生故障的隐患更大[8]。

推力轴承瓦与镜板之间油膜的有效建立，可以最大程度降低烧瓦事故发生的概率。在机组启动过程中，高压注油泵将润滑油压入轴承瓦与镜板的楔形间隙中，形成油膜。此时，高压注油泵的出口压力与轴承油膜的建立、油膜的压力特性、承载特性等密切相关。江西洪屏抽蓄电站机组在抽水调相启动过程出现了高压注油泵出口压力报低现象，这可能与推力轴承负荷、机组转速和润滑油油温等可变因素有关，也可能和管路的沿程阻力和油泵的固有特性有关。但是当务之急是探究建立油膜所需的最小高压注油泵出口压力值，只有确保油膜的有效建立，才能保证机组的安全稳定运行。

许多国内外的学者对推力轴承的油膜特性进行了研究，如：姚泽等人[9]基于数值模拟，研究了油膜不同厚度层下的速度分布以及不同膜厚和倾角与瓦面承载力的关系曲线；Novotný P等人[10]发展了一种推力轴承解析法与数值计算相结合的快速计算模型，该模型考虑了润滑油进口温度和压力的影响，计算得到油膜承载能力、摩擦力矩和质量流量与实际相符。聂赛[11]等人基于N-S方程、k-ε湍流模型和周期性边界，分别对不同转速和不同压力油进口流速工况下的推力轴承油膜进行了数值模拟研究；Rotta G等人[12]建立了整个动力轴承的模型，计算了轴承间隙中润滑油的流动情况，并探究了进口油温度对轴承性能方面的影响；周文凯[13]搭建了油膜间隙网格模型，对油垫可倾式油膜的刚度、压力场、温度场进行了计算，并提出一些针对运行的有益措施。

虽然一些学者在油膜的研究方面做了一些工作，探究了油膜的流动特性和承载力，为轴承的结构优化和设计制造提供了建议。但是针对注油泵出口压力对油膜特性的影响研究，目前还是较为寥寥。本文结合以上研究背景，建立推力轴承瓦模型，基于ANSYS Fluent软件，结合N-S方程、SST k-ε湍流模型，对机组启动过程中注油泵出口压力最低点对应的转速工况进行计算，探究不同进油压力对轴承油膜表面压力分布和承载力的影响。

1 物理模型及油膜建立

1.1 物理模型

推力轴承在机组运行时承受所有旋转部件的重量和轴向推力，其结构特性对于机组的安全稳定运行至关重要。江西洪屏抽蓄电站采用的是弹簧簇支撑式推力轴承，这种轴承性能优良，有利于减小机组的振动和摆度[14]。推力轴承参数如表1所示，轴承瓦结构如图1所示。

表1 推力轴承参数Table 1 Parameters of thrust bearing

图1 轴瓦结构图Figure 1 Bearing pad structure

1.2 高压注油泵装置与推力轴承油膜的建立

高压油顶起设备是由电机、油泵、单向阀、溢流阀、滤油器、截止阀、压力传感器、流量监控器、压力表等液压元件及附件通过管道联接而成的高压油供油系统。在工作时，通过调节溢流阀，使系统压力与工作压力保持一致，而后，高压油通过高压供油输出线路进入推力轴瓦进油孔，润滑油被压进轴瓦与轴承镜板之间，完成静压油膜的建立。静压油膜可承受机组全部旋转部件的重量，为机组启动提供足够的支撑力。如图2所示，为高压油泵流经推力轴承瓦的供油和回油路径。待机组达到一定转速后，动力油膜形成，高压注油泵切除，机组开始持续而稳定的运转。

图2 高压油泵供油、回油路径Figure 2 Oil supply and oil return path of high-pressure oil pump

2 数值计算方法

2.1 控制方程

连续性方程为[15]

Sm——源项，指的是从分散的二级相中加入连续相的质量，由于此处只有润滑油，且不存在相变问题，因此源项为0。

动量方程为[16]

式中：p——压力；

μ——动力黏度；

g——重力加速度，本文取Z轴负方向。能量方程为[13]

式中：E——能量；

k——流体的传热系数；

T——温度；

ST——流体的内热源及由于黏性剪切作用流体机械能转换为热能的部分。

在计算油膜特性时，由于油膜厚度很小，多在微米级，根据雷诺准则，基本可判定其流动状态为层流，而轴瓦间隙的流动状态多为湍流，学者在面对此类问题时，通常选用SST k-ε湍流模型来对行层流、湍流区域进行数值计算[17，18]，本文也采用SST k-ε湍流模型，其运输方程为[19]：

式中：α1，σk3，σω3，σω2，α3，β3——所有相关参数都取缺省值。

2.2 计算域及网格划分

要对压力油膜特性进行计算，计算域应包括压力油膜楔形间隙及相邻轴承瓦间隙，考虑到计算资源和轴瓦的对称性，许多学者选择利用周期性对称边界，只对一片轴瓦的所在域进行计算[9，11]。本文沿用相同的方法，取整个模型的1/12作为计算域，如图3所示。值得说明的是，在建立模型时，为了简化模型和便于计算，并未对注油泵部分进行建模，而是选择建立轴承瓦进油孔模型来进行研究，因为润滑油是高压注油泵通过进油线路输送到轴承瓦进油孔的，虽然也有一定的沿程损失，但是注油泵出口压力与轴承瓦进油孔的进油压力是一一对应的，那么轴承瓦进油压力对油膜特性的影响规律也与注油泵出口压力对油膜特性的影响规律完全相同。

图3 计算域Figure 3 Computational domain

在划分网格时，应充分考虑到几何模型的结构形状，本文采用结构化网格和非结构化网格相结合的方式对计算域进行空间离散，网格的整体划分示意图如图4（a）所示。具体划分方式如下：油膜呈楔形，整体形状较为规则，采用六面体结构化网格进行划分，如图4（b）所示；轴承瓦间隙结构复杂，采用适应性较好的四面体非结构网格进行划分，如图4（c）所示；轴瓦表面的高压进油孔结构也很规则，采用O网格进行剖分，如图4（d）所示。网格重叠的部位采用interface面来进行连接，以保证在计算过程中压力、速度等参数的传递。对所有的网格划分部件而言，油膜是最为重要的，油膜的厚度往往非常小，在微米级别。因此在厚度上要划分出足够的网格层数，来保证计算的精度和准确性。经过网格无关性验证，油膜厚度方向共取5层，如图4（e）所示，计算域的总网格数为65万。

图4 网格划分Figure 4 Meshing

2.3 计算工况设置

如图5所示，为3号机组在某次抽水启动过程中高压注油泵出口压力随机组转速变化曲线图，在高压注油泵启动之初，机组转速为0，注油泵出口压力为11MPa；随着机组转速不断增加，注油泵出口压力迅速减小，在机组转速达到55%的额定转速附近时，注油泵出口压力降至最低，约在6MPa；之后，注油泵维持出口低压运行，直至机组转速上升到额定转速，高压注油泵切除，出口压力归0。其他机组的情况类似，如表2所示。

表2 高压注油泵出口最低压力对应的转速

图5 抽水启动过程中高压注油泵出口压力随机组转速变化曲线图Figure 5 Variation curve of outlet pressure of high-pressure injection pump with unit speed during pumping start

洪屏电站高压注油泵出口压力低报警定值为6.7MPa，如上所述，机组在抽水调相开机转速上升过程中，每当转速达到55%的额定转速时，高压交流注油泵出口压力都会降低至6 MPa左右，这就导致了监控系统频繁报警。为探究不同注油泵出口压力值对轴承油膜特性的影响，取最危险转速点（n=55% nr）工况，在不同轴承瓦进油孔压力下（4～11MPa）进行数值模拟计算。

2.4 边界条件与求解方法

边界条件设置：如图6所示，为计算域边界条件的设置示意图，计算域两侧设为旋转周期性边界条件，旋转角度为30°；镜板壁面设置为旋转壁面，旋转方向为逆时针方向；压力油泵进油孔设为压力进口，与高压油泵出口压力相对应；计算域最外侧为出口边界，设置为自由出流；其余壁面全部设置为无滑移壁面。

图6 边界条件设置Figure 6 Boundary condition setting

求解方法设置：高压油的进油温度为35℃ ，在运行的过程中，油槽内的润滑油温为45℃，润滑油会因为黏性剪切应变而升温，轴承瓦瓦面也会因摩擦作用生热，为了降低计算的复杂性，本文将推力轴承瓦瓦面视作一高温热源，温度为70℃[20]。在求解时，设置重力作用，选择基于压力的求解器，采用有限体积法离散控制方程，选择SIMPLE算法对速度压力进行耦合求解，此外，所有的压力项、对流项、湍动能及耗散率均采用二阶精度求解方式计算。

3 计算结果及分析

3.1 轴承油膜压力分布特性

高压泵的出口压力降低，意味着油膜的承载力会有所下降，油膜表面的压力分布也会不可避免的受到影响。图7所示为55% nr，不同进油压力下轴承瓦的油膜表面压力分布云图。

从图7（a）～（h）可以看出，轴承瓦进油压力的变化对油膜表面压力分布规律的影响并不大，高压力区位于瓦面中心靠近主轴位置，且呈椭圆形分布，以压力递减的趋势向外一圈一圈扩散，油膜最外侧有少量负压，这与轴瓦的旋转有关；轴承瓦进油压力主要影响油膜的压力值大小，如图8所示为不同进油压力与油膜表面最大压力关系曲线，可以看出，随着轴承瓦进油压力不断增加，油膜表面最高压力几乎呈线性增加。

3.2 油膜承载力特性

启动过程中的油膜承载力对机组是否能够安全运行至关重要，若油膜的承载力不足以支撑机组，镜板很有可能与轴承瓦面发生摩擦，造成烧瓦，导致严重的安全事故发生。机组在启动过程中，作用在推力轴承瓦上的全部旋转部件重量为发电机转动部件和水轮机转动部件之和，如表3所示。启动时单个推力瓦承受的推力如下。

式中：Frp——推力轴承承受的推力；

zb——轴承瓦数量；

Fpad,lift——每一片轴瓦承受的推力。

在启动过程中，推力轴承所应承受的力为401t，轴承瓦数量为12，因此，对于每一片轴承瓦与镜板间隙形成的油膜而言，其承受的力F不应小于Fpad,lift=33.42t。换而言之，只有单个油膜承载力大于Fpad,lift，才能保证压力油膜成功将机组顶起，避免摩擦烧瓦事件的发生。推力轴承单个油膜承载力计算公式如式（8）所示[9]，

式中：F——承载力，单位为t；

P——压强值，单位为Pa。

对不同轴瓦进口压力下的油膜承载力进行计算，可以得到轴瓦进油压力与油膜承载力的关系，如表4所示。随着轴瓦进油压力不断增加，油膜可以承受的推力也不断增大。考虑到Fpad,lift的大小，可将5MPa设定为一个临界值。当进油孔压力为5MPa时，油膜承载力F/Fpad,lift=1.08，此时油膜刚好能将机组顶起，且有一定的安全余量；当进油孔压力小于5MPa时，单个油膜承载力小于Fpad,lift，此时，构建的油膜不足以维持机组运转，很容易引发安全事故；当进油孔压力大于5 MPa时，形成的油膜可以为机组提供足够的承载力，确保机组安全稳定运行。

表4 单个油膜承载力与轴承瓦进油压力的关系Table 4 Relationship between bearing capacity of single oil film and oil inlet pressure of bearing pad

因此，针对洪屏电站抽蓄机组在启动过程中由于高压油压力下降而引发的频繁报警问题，可做如下处理：在机组启动过程中，当轴承瓦进油压力在5 MPa时，油压可以保证推力轴瓦在最危险的工况顶起机组，确保机组安全稳定运行。考虑到油泵出口到轴承瓦进口有一定的压降，可设定注油泵出口油压的安全临界压力为5.5 MPa，参照福伊特水电设备有限公司的意见，可以适当调低高压油泵出口的低压报警值，将其从原来的6.7 MPa调整到5.5MPa。