基于CFD的水泵水轮机推力轴承润滑性能流固耦合研究

王青华，冯 波，李冬冬，顾希明，张书友，杨丽君，姜泽界

(1.上海明华电力科技有限公司，上海 200090；2.华东天荒坪抽水蓄能有限责任公司，浙江 安吉 313302)

推力轴承是水轮发电机组的关键部件之一，随着水轮发电机单机容量不断提高，尺寸不断增大且结构日益复杂，推力轴承负荷加大，带来瓦面积和比压的增长及轴承油膜温度的升高，一方面使润滑油粘度及承载力下降、油膜变薄，严重时导致轴瓦与转动部件表面发生动静摩擦事故，另一方面由于润滑油温度升高，使轴瓦与镜板推力头因温差引起的热变形增大，进而导致轴承性能下降及安全事故的发生[1-3]。

某电站装有6台单机容量为300 MW的机组，其水泵水轮机型式为单级混流可逆式，发电机为立轴悬式同步电机，额定转速500 r/min。该电站机组经过20多年的运行，推力轴承存在部分瓦温超出国家标准、瓦面脱壳等现象。因此，有必要对推力瓦进行计算分析，为机组的安全运行提供保障，减小因瓦温过高、烧瓦等事故带来的损失，具有巨大的经济效益。

1940年代，Christoperson和Cope等[4-5]基于雷诺方程开启了对推力轴承进行动力润滑分析的大门，柳飞[6]对推力轴承进行了二维热流体动力润滑分析，求解雷诺方程、二维能量方程和粘温方程讨论推力负荷和最小油膜厚度间的关系。蒋秀龙[7]采用三维热弹流动力分析法研究了瓦块变形、转速、推力负荷和润滑油型号对水轮机可倾瓦推力轴承润滑性能的影响。传统的分析大多是在假设轴瓦为刚性前提下进行轴承的研究和设计，没有考虑运行过程中轴瓦的变形及其温度变化情况。

本文在分析某水泵水轮机轴承结构及运行数据的基础上，建立了推力轴承数值计算模型，分析了推力轴瓦的受力及变形情况，并研究了最小油膜厚度及瓦面倾角对油膜承载力、推力瓦块等效应力及变形的影响，研究结果对分析推力轴承的性能变化具有重要的指导意义。

1 数值计算

1.1 推力轴承几何模型

推力轴承结构如图1所示，主要由轴瓦、推力头镜板、油箱、支撑系统及冷却系统组成。推力头与镜板之间用螺杆连接，润滑油经冷却器冷却后沿回油管流至腔内，推力轴瓦共10块，外径1 620 mm，内径712 mm，轴瓦张角27°，采用双层结构，上层为镶有巴氏合金的铜瓦，厚度38 mm，其中巴氏合金的厚度为2.5 mm，下层为厚50 mm的钢托瓦，上、下部的铜、钢瓦用5颗M12螺钉紧密连接，两层总厚度为88 mm。轴瓦表面与镜板形成楔形油膜，瓦块之间设有油槽。运行过程中，轴向载荷依次通过镜板、油膜、轴瓦以及机架最终传递到基础上去。

图1 推力轴承结构示意

1.2 数值模型

因推力轴承模型为对称结构，对润滑油模型进行周期性建模，只需对单个油膜模型进行计算就能够得到整个润滑油模型的承载特性。图2为数值模型网格示意图，采用GAMBIT建立模型及划分网格，将几何模型切割成多块以生成结构网格，并在油膜厚度方向进行加密，经网格无关性验证后，最终确定网格节点总数约为320万。

图2 周期性网格示意

采用ANSYS-CFX进行模拟计算，其中镜板表面设为旋转壁面，旋转方向为逆时针，油槽左右两侧面为周期性边界，油膜及油槽内、外径分别设为压力进、出油口，流体状态为层流，进油压力1 atm，进油温度33 ℃，壁面速度500 r/min，润滑油密度876 kg/m3，粘度0.036 pa·s，定压比热容2 200 J/(kg·K)，导热系数0.12 W/(m·K)。计算流场得出结果后，进行结构静态分析，抑制流体部分(油膜及油槽)，导入瓦面油膜的压力载荷，对推力瓦块进行受力变形分析。

2 计算结果与分析

2.1 推力轴承轴瓦受力及变形分析

图3、4为油膜厚度及温度分布，其中等值线1为靠近出口处油膜厚度最小的位置，等值线7为靠近进口处油膜厚度最大的位置。轴承在高速运转时，润滑油与轴瓦之间发生剪切作用，导致润滑油温度升高，由于剪切力和粘性耗散造成的温升传热到轴瓦，使轴瓦温度进一步升高。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，越靠近推力盘面的速度越高，速度越高润滑油热交换越频繁，温升就越小[8]，故在油膜厚度方向推力瓦表面的温度最高。而在瓦面方向，油膜厚度越小，油膜内部剪切速率越大，造成温升越大；油膜厚度越大，供油量增加，使油内部热交换更加频繁，轴承运转带走更多的热量，润滑油温升降低。因此温升随油膜厚度的减小而增大，且高温区域逐渐缩小，最高温度达到353.4 K。调阅生产厂家SIS中2017年铜瓦RTD数据，铜瓦RTD温度最高值为75.13 ℃(348.3 K)，与仿真计算结果相差约5 K，说明了计算的准确性很高，从计算结果可以得知，油膜温度可能超过80 ℃，将可能使得铜瓦RTD温度也超过80 ℃，虽然超过国标规定，但仍然可以正常运行。

图3 油膜厚度分布

图4 油膜温度分布

图6 不同最小油膜厚度下压力云图(单位：Pa)

最大剪切应力发生在出口处油膜厚度最小的位置，最大应力达到12 MPa，最大变形达到4.16 μm。瓦面的比压油膜和压力分布是均衡的，并始终处于最佳承载动压运行状态，由于弹簧簇的弹性具有自动调节并平衡瓦的受力、保证瓦面自由倾斜的功能，因此，无论是水轮机工况还是水泵工况都会产生由进出油边油膜厚度差所形成的楔性油膜， 使推力轴承轴瓦起到良好的润滑和冷却作用。

2.2 最小油膜厚度对推力轴承的影响

由于轴承运转时的最小油膜厚度是衡量轴承运行好坏、安全与否的重要参数，是影响油膜承载力的主要因素[9-10]，因此对推力轴承的研究必须对其最小油膜厚度进行研究。图5为最小油膜厚度对油膜承载力的影响。可以看出，随油膜厚度的增加，承载力不断减小。这是因为随油膜厚度的增加，供油量增加，沿油膜厚度方向剪切率不断减小，压力降低，导致油膜承载力降低。

图5 最小油膜厚度对油膜承载力的影响

图6、7分别为不同油膜厚度下油膜压力云图，瓦块等效应力示意。从图6、7可以看出，随最小油膜厚度的增大，油膜压力与瓦块等效应力、变形均不断减小，且最大值点在靠近出口处油膜厚度最小的位置。这是因为油膜厚度小的地方，润滑油流速较小，压力较大，产生的应力及变形也随之增大。但由于瓦块倾角不变，因此压力场及应力、变形场的分布规律不变。

2.3 瓦面倾角对推力轴承的影响

瓦面倾角是影响楔形效应的主要因素，研究瓦面倾角对油膜承载力及瓦面等效应力、变形的影响规律，能够更全面地分析瓦面倾角对轴承性能的影响[11-12]。图8为瓦面倾角对油膜承载力的影响。可以看出，随瓦面倾角的增加，承载力先增大后减小。

图7 不同最小油膜厚度下瓦块等效应力(单位：Pa)

图8 瓦面倾角对油膜承载力的影响

图9 不同瓦面倾角下压力云图(单位：Pa)

当倾角过小时，瓦面接近于平面，形成压差较小，因此油膜承载力较小；随着倾角增大，瓦面压差增大，油膜厚度小的地方润滑油流速小，压力大，油膜厚度大的地方润滑油流速大，压力小，使油膜承载力升高；当倾角继续增大时，油膜厚度也随之相对增大，供油量增加，沿油膜厚度方向剪切率不断减小，压力降低，导致油膜承载力降低。

图9、10分别为不同瓦面倾角下油膜压力云图、瓦块等效应力示意。可以看出，随着斜面倾角的增加，轴瓦高压区域及最大应力、变形区域逐渐向出口处油膜厚度最小的位置移动，且高值区域越来越小，低值区域越来越大。这是因为最小油膜厚度为定值，随着倾角的增加，油膜厚度沿出口到入口的方向(瓦面对角线方向)不断增加，润滑油流速减小，压力减小。

3 结 论

在油膜厚度方向，越靠近瓦面温度越高；在瓦面方向，越靠近最小油膜厚度方向温度越高，最高温度达到353.4 K。最大应力发生在出口处油膜厚度最小的位置，最大应力达到12 MPa，最大变形达到4.16 μm。油膜厚度增大时，其承载力及瓦块等效应力减小。当瓦面倾角增大时，油膜承载力及瓦块等效应力先增大后减小。

从生产厂家SIS中2017年铜瓦RTD温度数据来看，仿真计算结果与实际运行数据一致，说明了仿真计算的准确性较高。从计算结果可以得知，油膜温度可能超过80 ℃，将可能使得铜瓦RTD温度也超过80 ℃，虽然超过国标规定，但仍然可以正常运行。