大型立式轴流泵导轴承荷载分析计算

大型立式轴流泵导轴承荷载分析计算大型立式轴流泵导轴承荷载分析计算 发布时间 发布时间 2010 11 28 新闻来源 新闻来源 仇宝云 浏览次数 浏览次数 摘要 研究大型立式轴流泵导轴承荷载的影响因素 提出 荷载计算方法 以 ZL307 型水泵 叶轮直径 D 3 1 m 导轴承为 例 对其荷载进行了计算 造成导轴承荷载的主要因素有 电 机空气间隙不对称 叶轮非轴对称来流 叶轮质心偏离转动中 心和叶片角度不等 本研究能为导轴承设计提供荷载依据 对 减小导轴承荷载 提高可靠性和运行寿命有很大意义 叙词 立式泵 轴流泵 导轴承 荷载 分析 计算 中图分类号 S277 9 2 文献标识码 A AnalysisAnalysis andand CalculationCalculation ofof LoadingLoading onon a a PilotPilot BearingBearing ofof Large Large Vertical Vertical Axial flowAxial flow PumpPump Qiu Baoyun Yangzhou University Abstract The contributing factors of loading on pilot bearing of a large vertical axial flow pump were investigated and a calculating method of the loading was developed As an example the bearing load of ZL307 pump with impellor diameter of 3 1 m was calculated by the method The analysis and calculation indicate that the loading of the pilot bearing is mainly created by manufacturing and installing errors non symmetrical flow in front of the impellor and flow drag on pump axle and the major factors include non symmetrical air gap of the vertical shaft motor non symmetrical flow in front of the impellor the swing of the impellor and unequal blade angles This study lays the foundation of design of pump bearing and is helpful in improving the reliability and working life of a pump bearing Key words Vertical pumps Axial flow pumps Pilot bearing Load Analyses Calculation 引言引言 我国低扬程大型水泵站绝大部分采用立式轴流泵机组 理 想对称情况下 机组转动部分不受横向力 方向垂直于轴线 作 用 水泵导轴承荷载为零 但由于设计制造 安装施工不可避 免地存在误差及某些结构问题 转动部分常受横向力作用 水 泵导轴承起着承受横向力 稳定叶轮转动的作用 是水泵重要 的易磨易损部件 常发生故障或磨损加剧 影响水泵的可靠性 和耐久性 立式水力机组导轴承荷载主要由电机不平衡磁拉力 转动 部件偏心质量旋转惯性离心力和水力不平衡力引起 但这方面 的研究报道不多 一些资料认为 水力不平衡力及不平衡磁拉 力分别与主轴扭矩 电机转子外径及定子铁芯长度有关 1 1 导轴承荷载影响因素分析导轴承荷载影响因素分析 大型立式轴流泵机组结构见图 1 电机上机架内设有推力 轴承和上导轴承 下机架内设有下导轴承 水泵大都只在导叶 体轮毂内设有一只导轴承 只有弯管式水泵在弯管上部设有上 导轴承 而该轴承的径向间隙较大 通常不受力 电机上导 轴承间隙很小 单边为 0 06 0 08 mm 下导轴承间隙较大 双边 0 20 mm 左右 1 导轴承荷载由运行时转子 泵轴及叶 轮所受垂直于轴线方向的横向力引起 下面仅考虑电机上导轴 承与水泵导轴承受力 而电机下导轴承不受力的最不利情况下 转动部件各横向力引起的水泵导轴承荷载 径向力 图 1 大型立式泵机组结构简图 1 电机上导轴承 2 电机推力轴承 3 定子 4 转子 5 电机下导轴承 6 水泵出水弯管 7 泵轴 8 水泵导 轴承 9 导叶体 10 叶轮 11 混凝土进水流道 1 1 电机空气间隙不对称的影响 若电机转子在定子内偏心 则造成空气间隙不对称 产生定子对转子的不平衡磁拉力 文献 2 提供了不平 衡磁拉力解析计算式 1 式中 2 3 4 Hd 定子铁芯高度 气隙平均磁通密度 Rd Rz 定子内径半径和转子外径半径 0 空气磁导率 e 转子偏心距 e 最大允许值为 0 05 为 电机平均空气间隙值 Fc引起的泵导轴承径向力为 5 式中 L Lc 电机上导轴承至水泵导轴承及转子中心 的高度 见图 1 1 2 转动部件质心偏离转动中心的影响 以下因素会造成转动部件质心偏离转动中心 制 造质量问题 转动件不均质 几何不对称 质心偏离几 何中心 安装质量问题 轴及叶轮安装摆度使几何中 心偏离转动中心 由于导轴承径向间隙的存在 以及 前两因素导致的横向力 使刚性轴运转后转动部件质心 偏心值大于静止状态 运行时 电机轴线 转子温度 场不对称 引起变形 弯曲 造成弓形旋转 质心偏心 距变化 1 2 1 轴线偏心 如图 2 建立以电机上导轴承中心为原点 垂直向下 的主轴转动中心为 oz 轴的坐标系 机组轴线上任一点在 水平面内的偏心距 r r z 矢径 r 与 x 轴夹角为 z 设轴线均质 单位轴长质量为 m0 主轴转动角速度为 主轴偏心造成的轴颈对泵导轴承的径向力分量 合 力大小及与 x 轴正向夹角分别为 6 7 8 9 式中 L0 电机上导轴承至叶轮中心的轴长 图 2 泵机组轴线倾斜偏心 安装要求轴线相对倾斜值 r L0 0 025 mm m 转速 n 250 r min 1 2 2 电机转子质心偏心 设电机转子质心偏离转动中心 rz 转子质量 mz 转 子质心偏心旋转惯性离心力引起的水泵导轴承径向力为 10 由于轴线摆度 磁极不对称和磁轭材质不均匀及温 度场不对称等因素造成转子质心偏心 通常 转子可能 的最大偏心质量离心力按平衡试加重所产生的离心力确 定 其值为转子质量的 0 5 2 5 即 F3 0 5 2 5 mz g 11 式中 g 重力加速度 式 11 中系数的取值 低速机组取小值 高速机组取 大值 大型立式水泵机组与水轮机相比属高速机组 1 2 3 水泵叶轮质心偏心 叶轮偏心质量惯性离心力引起的水泵导轴承径向力 为 12 式中 mt 叶轮质量 rt 叶轮质心偏离转动中心的距离 矢径 rt由叶轮材质不均匀和制造误差引起的质心偏 离几何中心矢径 ro 和叶轮摆度引起的几何中心偏离转 动中心矢径 ro合成 两矢量在水平面内相加 即 rt ro ro 13 按要求 叶轮静平衡试验按飞逸时不平衡惯性离心 力不超过叶轮重量的 2 控制 即 ro 2f mt 0 02mt g 即 14 式中 f 机组飞逸角速度 ro为叶轮动摆度值的一半 动摆度与水泵导轴承间 隙有关 故 ro值为 ro Sk 2 t 2bm 2 15 式中 t 导轴承双边间隙 bm 润滑油膜或水膜厚度 Sk 叶轮动摆度 1 3 横向水力不平衡力的影响 1 3 1 泵轴绕流阻力 立式水泵采用弯管出水 弯管圆心角根据需要确定 常采用 3 或 2 采用水润滑导轴承的水泵 弯管 内泵轴裸露受出水绕流阻力的作用 从而造成水泵导轴 承径向力 见图 1 弯管中心线弯曲半径为 Rc 泵轴外径为 d 弯 管内水流速度为 vc 泵导轴承中部至弯管起始断面的高度 为 Ld 泵轴绕流长度为 Lr 取距弯管起始断面为 y 对 应弯管圆心角为 处微段泵轴 dy 此外 水体密度为 泵轴绕流阻力系数为 CD CD与绕流物体形状和雷诺数 有关 可查曲线得到 则绕流阻力引起的导轴承径向力为 16 采用油润滑合金导轴承的水泵 泵轴外设有对开型护 管 泵轴不受绕流阻力作用 1 3 2 水泵叶片角度不等 由于组装误差 导致水泵叶轮数枚叶片角度不等 将所有叶片周向水流阻力向泵轴轴心简化 其结果除水 力阻力矩外 还存在垂直于轴线的径向水力不平衡力 该力为所有叶片周向水流阻力的矢量和 即 17 式中 m 叶轮叶片数 Pui 第 i 枚叶片水流周向阻力 Pui与 Pui 1 i 1 2 m 1 夹角为 2 m Pui可以采用以下方法计算 已知水泵运行扬程为 H 第 i 枚叶片角度为 i 认 为 Pui即为相同泵扬程下所有叶片角度都为 i时的单枚 叶片阻力 即 18 式中 Nh 泵水力功率 N 轴功率 可由泵性能曲线查得 m 泵机械效率 m 0 95 0 97 3 n 水泵转速 R Rh 叶轮及轮毂半径 显然 角度大的叶片 Pui亦大 Pu引起的导轴承径 向力为 19 一般厂家规定 叶片角度彼此差异最大为 1 1 3 3 叶轮非轴对称来流 从设计角度考虑 轴流泵叶轮要求来流轴向均匀 但由于流道设计理论的局限性 流道垂直段高度限制 为减小站房基坑开挖深度 和施工误差等原因 叶轮 来流往往非轴对称 五孔球探针对大型水泵叶轮来流流 场现场测定表明 总流与轴向平均夹角 为 2 4 4 水流经过叶轮后成为轴对称 据动量方程可求得 该来流作用于叶轮的横向力形成对水泵导轴承的径向力 为 20 式中 Q 泵流量 vj 叶轮来流总流流速 2 2 导轴承荷载确定方法及举例导轴承荷载确定方法及举例 2 1 导轴承荷载确定 2 1 1 工作荷载 在电机负荷确定的情况下 导轴承分荷载 F1与电机 相对面最大气隙差值及其所在方位有关 根据造成气隙 不均的原因 该方位分为随电机转动变化与不变化两种 情形 转动部件偏心引起的分荷载 F2 F3 F4及叶轮角 度不等引起的 F6方向随主轴转动周期性变化 而 F5 F7 方向分别与水泵出流方向 叶轮来流偏流方向相同 方 向不随主轴转动变化 所有分荷载组成水平面内的平面 汇交力系 对安装好的机组 各部误差已经确定 某时 刻各分荷载大小及方向可以确定 总荷载按所有分荷载 进行矢量合成 即 21 工作总荷载 Fw大小及方向都随时间而变 2 1 2 设计荷载 在设计水泵导轴承时 一方面因机组制造 安装误 差未知 无法确定实际工作荷载大小 另一方面 实际 工作荷载大小及方向随时间而变 即使对确定的安装好 的机组也难以用表达式准确表示出其与时间的关系 事 实上 该关系并不重要 机组各部分制造安装误差大小 和方向都是随机的 对水泵导轴承 重要的是确定可能 的最大工作荷载 以便以此为依据设计导轴承 偏于保守 最不利的情况就是引起各分荷载的误差达最大允许值 并且所有分荷载方向相同 此时总荷载最大 即 22 式中 Fd 设计荷载 Fi max 第 i 项分荷载最大值 2 2 导轴承设计荷载计算举例 ZL307 型立式轴流泵配 TL300040 3250 型 3 000 kW 立式同步电动机 转速 n 150 r min 叶轮直径 D 3 1 m 轮毂直径 Dh 1 668 m 转轮重 14 t 泵轴重 12 t 转子连轴重 19 t 电机定子铁芯高度 Hd 0 681 m 定子 内径 Dd 2 94 m 平均空气间隙 4 5 mm 平均磁密 B 0 75T 转子偏心距 e 0 225mm 各段轴线长度为 Lc 1 3 m L 11 8 m L0 13 15 m Lr 3 4 m Ld 1 2 m 出 水弯管中心线弯曲半径 Rc 4 2 m 泵扬程 H 7 m 泵流量 Q 30 m3 s 叶轮有 4 枚叶片 一枚叶片角度为 1 其 余三枚叶片角度均为 0 叶轮动摆度 Sk 0 35 mm 转 子及叶轮质心几何偏心方向与摆度方向相同 叶轮来流 与轴向夹角 3 计算结果如下 F1 10 394 kN F2 0 344 kN F3 0 331 kN F4 1 906 kN F5 0 499 kN F6 1 554 kN F7 6 954 kN Fd 21 982 kN 由计算结果看出 电机空气间隙对称均匀度 叶轮 来流方向 叶轮质心偏心和叶片角度不等对导轴承荷载 影响较大 3 3 结语结语 大型立式轴流泵导轴承荷载影响因素多 关系复杂 随机性大 通过对泵机组转动部件横向力分析 本文提 出了导轴承荷载计算方法 根据制造安装误差要求及结 构 可以对导轴承最大可能荷载进行预测 为导轴承设 计提供依据 导轴承荷载与机组制造安装质量 结构型式及进水 流道等因素有关 其中电机空气间隙对称均匀度 叶轮 进水流道来流方向 叶轮质心偏心和叶片角度不等的影 响较大 为减小导轴承荷载 应严格控制诸方面质量 特别要注意使各因素引起的导轴承径向力方向相反 以 相互抵消 同一型号机组 制造安装质量不同 水泵导 轴承实际工作荷载差异很大 本文对立式轴流泵导轴承荷载的