大型立式轴流泵导轴承荷载分析计算

1、大型立式轴流泵导轴承荷载分析计算发布时间：2010.11.28新闻来源：仇宝云 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：AAnalysis and Calculation of Loading on a Pilot

2、 Bearingof Large, Vertical, Axial-flow PumpQiu Baoyun(Yangzhou University)AbstractThe 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 im

3、pellor 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-sym

4、metrical 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

5、 pumps, Axial-flow pumps, Pilot bearing, Load, Analyses, Calculation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

6、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0.060.08 mm，下导轴承间隙较大，双边 0.20 mm左右。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

7、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F =，*一代耳】/尺，+葺-/ (1)式中-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M 0空气磁导率e转子偏心距，e最大允许值为0.056 (6为电机平均空气间隙值)F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

8、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0 (z)。 设轴线均质，

9、单位轴长质量为m,主轴转动角速度为3。 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 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/LW0.025 mm/m(转速nW250 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七，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 F(0.5%2.5%)m

10、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式中 m叶轮质量rt叶轮质心偏离转动中心的距离矢径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r。,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r =r , +r (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r , 3 2f m W0.02m g即、f M (14)式中3 f机组飞逸角速度ro为叶轮动摆度值的一半，动

11、摆度与水泵导轴承间隙 有关，故r。值为r =Sk/2=(A 2七)/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n /3或n /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R,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 为匕，泵轴绕流长度为匕，取距弯管起始断面为y (对应弯管圆心角为a )处微段泵轴dy。此外，水体密度为p , 泵轴绕流阻力系数为cd,cd与绕流物

12、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 2n /m。Pui可以采用以下方法计算：已知水泵运行扬程为H，第1枚叶片角度为a i，认为Pui即为相同泵扬程下所有叶片角度都为a i时的单枚叶片 阻力,

13、即式中Nh泵水力功率N轴功率,可由泵性能曲线查得泵机械效率,n m=0.950.97n水泵转速R、显然Rh叶轮及轮毂半径角度大的叶片七亦大。 Pu引起的导轴承径向力为(19)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Y为24。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一 (20)式中Q泵流

14、量Vj叶轮来流总流流速2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、七、F4及叶轮角度不 等引起的七方向随主轴转动周期性变化。而七、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F大小及方向都随时间而变

15、。 w2.1.2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，即式中Fd设计荷载Fj 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 00

16、0 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H =0.681 m，定子内径dD=2.94m，平均空气间隙6 =4.5 mm，平均磁密B=0.75T， d转子偏心距e=0.225mm。各段轴线长度为L =1.3 m,L=11.8 cm,L0=13.15 m,L =3.4 m,L1.2 m。出水弯管中心线弯曲半径R =4.2 m,泵扬程H=7 m,泵流量Q=30 m/s。叶轮有4 c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S =0.35 mm，转

17、子及叶轮质心几何偏心 k方向与摆度方向相同叶轮来流与轴向夹角Y =3。计算结果如下:F=10.394 kN1F =0.344 kN2七二0.331 kNF4=1.906 kNF5=0.499 kNF6=1.554 kNF =6.954 kN7F =21.982 kNd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分析，