（机械工程专业论文）多级给水泵轴向力平衡机构的设计与分析.pdf

华北电力大学硕j ：学位论文 摘要 多级给水泵是火力发电厂汽水循环系统中的重要设备之一，轴向力平衡机 构是多级给水泵的重要组成部分。多级给水泵的轴向力平衡装置设计与分析， 具有工程背景和实用价值。 本文分析了多级给水泵轴向力产生的原因和影响轴向力的因素，介绍了几 种计算轴向力的主要方法，对比了几种轴向力平衡装置的结构特点、工作机理、 优缺点；基于流体力学、流体动力学理论，给出了多级离心泵的轴向力计算方 法及步骤，建立了双平衡鼓的轴向力平衡装置物理模型并推导其间隙泄漏量与 间隙进出口压力差的关系，提出了以减小泄漏量为目标的平衡装置几何参数优 化改进方法，计算结果表明该方法设计方便且能有效减少平衡装置的泄漏量； 以6 0 0 m w 超临界锅炉给水泵为工程实例，进行了双平衡鼓结构的轴向力平衡 装置设计，基于s o l i d w o r k s 软件对叶轮及双平衡鼓建模，并采用f l o ws i m u l a t i o n 软件对叶轮及双平衡鼓的内部流场和受力进行了数值模拟，模拟结果表明c f d 数值模拟结果与理论设计计算结果吻合，验证了设计计算的正确性。 关键词：多级给水泵；轴向力；平衡机构；设计；数值模拟 华北电力大学硕士学位论文 a b s t r a c t t h em u l t i s t a g ef e e dw a t e rp u m pi so n eo ft h ei m p o r t a n te q u i p m e n to ft h e m a l p o w e rp l a n ts t e a mc i r c u l a t i o ns y s t e m ，a n dt h ea x i a lf o r c eb a l a n c em e c h a n i s mi sa n i m p o r t a n tc o m p o n e n tp a r to fm u l t i s t a g ef e e dw a t e rp u m p d e s i g n i n ga n da n a l y s i s i n g t h ea x i a lf o r c eb a l a n c em e c h a n i s mo nm u l t i s t a g ef e e dw a t e rp u m ph a st h e e n g i n e e r i n g b a c _ k g r o u n da n dp r a c t i c “v a l u e t h i sp 印e ra n a l y z e st h ec a u s eo ft h em u l t i - s t a g ep u m pa x i a lf o r c ea n dt h e f l a c t o r st h a ta f 传c tt h ea x i a lf o r c e i n t r o d u c e ds e v e r a lm a i nm e t h o d st oc a l c u l a t et h e a x i a lf o r c e ，c o m p a r e dt h es t m c t u r a lc h a r a c t e r i s t i c s ，w o r k i n gp r i n c i p l e ，a d v a n t a g e s a n dd i s a d v a n t a g e so fs e v e r a la x i a lf o r c eb a l a n c em e c h a n i s m b a s e do nf l u i d m e c h a n i c s ，f l u i dd y l l a m i c st h e o r y ，t h i sp a p e rp u t sf o n a r dt h ec a l c u l a t i o nm e t h o d a n ds t e p so ft h em u l t i s t a g ec e n t r i 如g a lp u m p sa x i a lf o r c e ，e s t a b l i s h e dt h ep h y s i c a l m o d e lo ft h ed o u b l e - b a l a n c e dd 1 1 l ma x i a lf o r c eb a l a n c ed e v i c e ，d e d u c e dt h e r e l a t i o n s ， o ft h ec l e a r a n c el e a k a g ea n di n l e tp r e s s u r e t h ea n do u t l e tp r e s s u r e ， p r o p o s e dt or e d u c et h ea m o u n to fl e a k a g eb a l a n c i n gd e v i c eg e o m e t r i cp a r a m e t e r st o o p t i m i z et h ei m p r o v e dm e t h o d ，t h ec a l c u l a t e dr e s u l t ss h o wt h a tt h ed e s i g no ft h e m e t h o dc a ne f 诧c t i v e l yr e d u c em eb a l a n c i n gd e v i c e1 e a k a g e 6 0 0 m ws u p e r c r i t i c a l b o i l e rf e e dp u m pa sap r o j e c ti n s t a n c eo fd o u b l e b a l a n c e dd 1 1 j ms t r u c t u r eo ft h e a x i a lf o r c eb a l a n c ed e v i c ed e s i g n ，t h ei m p e l l e ra n dt h ed o u b l e - b a l a n c e dd r u m m o d e l i n g ，b a s e do ns o l i d w o r k ss o r w a r ea n df l o ws i m u l a t i o ns o r w a r eo nt h e i m p e l l e ra n dt h ed o u b l e - b a l a n c e dd r u m t h ei n t e m a ln o wf i e l da n df o r c ean u m e r i c a l s i m u l a t i o n ， t h es i m u l a t i o nr e s u l t ss h o wt h a tt h ec f ds i m u l a t i o nr e s u l t sa n d t h e o r e t i c a ld e s i g nc a l c u l a t i o n sa r eo b t a i n e dt ov e r i f yt h ec o r r e c t n e s so ft h ed e s i g n c a l c u l a t i o n s k e y w o r d s ：m u l t i s t a g ef e e dp u m p ；a x i a lf o r c e ；b a l a n c em e c h a n i s m ；o p t i m i z e d e s i g n ； n u m e r i c a ls i m u l a t i o n 华北电力大学硕士学位论文 1 1 选题背景及意义 第1 章绪论 多级锅炉给水泵是火力发电厂汽水循环系统中的重要设备之一，它肩负着 向锅炉连续提供除氧水，并满足锅炉各种运行工况要求的重要任务。近年来， 随着我国电力体制改革的深化和科学技术的飞速发展，火力发电机组正不断向 超( 超) 临界、高参数、高自动化的方向发展，相应地就对与其配套的锅炉给 水泵提出了高效率、高可靠性、高参数、自动调节等要求。 轴向力平衡机构是锅炉给水泵的重要组成部分。它的作用是平衡由叶轮的 前后盖板受压力不等而产生的指向进口方向的轴向力，从而使泵转子在沿轴线 的方向上保持动态的稳定，防止转子向叶轮进口方向窜动，造成设备损坏。锅 炉给水泵轴向力很大，以6 0 0 m w 超临界给水泵为例，其由叶轮产生的轴向力 约为4 0 0 0 0 6 0 0 0 0 公斤力。如果轴向力平衡机构设计不当，会产生巨大的残余 轴向力，引起泵的转子部分整体向驱动机方向移动，致使泵出现噪音、振动等 运行失稳现象，严重的还会造成泵动、静零部件咬合、损坏，进而导致驱动机 烧毁。同时，设计不合理的平衡机构，其泄漏量较大，会降低泵的效率，造成 能量损失。 给水泵的轴向力平衡机构设计，是泵设计的难点之一。中国水泵制造业“十 二五”发展规划也提出，“近几年对超( 超) 临界火力发电机组配套的锅炉给 水泵组需要突破的关键技术为：1 、水力模型研制；2 、平衡装置设计；3 、轴 端密封设计；4 、主要材料研究。 由此可见，对于高参数的大型锅炉给水泵， 轴向力平衡机构的设计也是整个行业急需解决的难题。 二十一世纪以来，随着计算机技术和计算流体力学的迅速发展和广泛应用， 在锅炉给水泵研制过程中应用数值模拟方法进行辅助设计成为可能。科技研究 者可以利用计算机对平衡机构内部的流场进行数值模拟，以便充分认识平衡机 华北电力大学硕士学位论文 构内部液体的流动规律，方便地进行多个方案的评价、选优，从而达到优化设 计的目的。 1 2 轴向力平衡机构的工作原理 1 2 1 轴向力产生的原因 火力发电厂的锅炉给水泵大多属于卧式多级离心泵，其结构如图卜1 所示。 其转子为刚性转子，各级叶轮为串联式结构。泵在运转时，转子上作用着的轴 向力有以下各分力组成： 图1 1 超临界锅炉给水泵结构图 1 由叶轮前、后盖板上所受压力不等而产生的轴向力，用凡表示； 叶轮在运转时四周充满了液体，其前、后盖板的受力情况见图1 2 a 所示， 在密封环上部( 虚线以上部分) ，前、后盖板所受压力都为p 6 2 ，方向相反，受 力面积相等，轴向力相互抵消；在密封环下部( 虚线以下部分) ，叶轮后盖板所 受压力为r 2 ，受力面为圆环形，叶轮前盖板所受压力为p 6 ，受力面为圆环形， r 2 n ，。假设前、后盖板的受力分别为凡，和凡2 ，由图可知凡2 n j ，叶轮 所受指向叶轮进口的轴向合力为：凡= r 2 凡。 华北电力大学硕士学位论文 2 液体自叶轮进口进入叶轮后，流动方向由轴向转变为径向，由此产生的 动反力，用乃表示，如图1 2 b 所示； mjl a 腌肝蔷板受力 b 劝反， 图1 2 叶轮上的轴向力 3 轴套、轴肩等结构因素引起的轴向力。 转子上轴套、轴肩等零件的端面也会受到液体的压力，产生部分轴向力， 该力用r 表示。 泵转子所受的轴向力为以上几个力的合力，既c = e + 凡+ f ，式 中尼表示转子轴向力。 1 2 2 轴向力平衡机构 对于单级离心泵，其轴向力可以用轴向推力轴承来平衡。但对于如锅炉给 水泵的多级离心泵，由于其轴向力的值很大，已经远远超过了推力轴承的极限 承受能力，必须设计专门的轴向力平衡机构。目前常用的轴向力平衡机构形式 由平衡鼓、平衡盘以及平衡鼓与平衡盘联合作用三种。现在分别介绍以上三种 轴向力平衡机构的工作原理及优缺点。 1 平衡鼓结构及其工作原理 如图卜3 所示，平衡鼓是一个圆柱体，装在轴上末级叶轮之后，随轴一起 旋转。平衡鼓外圆与节流衬套内孔形成一个很小的径向间隙，该间隙将平衡机 构分成前后两个腔，其前面是末级叶轮后的泵腔，是高压区；后面是与泵吸入 口相连通的平衡腔，是低压区。因此在平衡鼓上的前后端面形成压差，从而产 华北电力大学硕士学位论文 生指向低压区的平衡力，该平衡力用来平衡作用在转子上的轴向力2 1 。 用平衡鼓虽然可以平衡较大的轴向力，但其泄漏量较大，一般为泵流量的 1 0 1 5 ，使泵的效率降低【2 1 。 荆勖撼口 喊撇跗撇 图卜3 平衡鼓结构 2 平衡盘结构及其工作原理 如图卜4 所示，平衡盘是一个圆盘体，装在轴上叶轮和轴套之后，随轴一 起旋转。该平衡装置中有两个间隙，一个是由轴套与节流衬套形成的径向间隙， 另一个是平衡盘左端面与平衡板形成的轴向间隙。平衡盘左端面的压力为末级 叶轮的压力经过径向间隙减压后的较高的压力，平衡盘右端面的压力为平衡腔 内的较低的压力。因此在平衡盘的前后端面上形成压差，从而产生指向低压区 的平衡力，该平衡力用来平衡作用在转子上的轴向力。 平衡水接泵入口 图卜4 平衡盘结构 平衡盘的两个间隙是相辅相成的，径向间隙起节流降压作用，轴向间隙随 4 华北电力大学硕士学位论文 转子的轴向移动而变化的。当末级叶轮出口压力随负荷的变化而增大时，转子 的轴向力也随之增大，这时平衡盘随转子向叶轮方向移动，其轴向间隙相应变 小，平衡盘前后压差增大，轴向力重新找到平衡点。因此，平衡盘能自动平衡 轴向力。 用平衡盘结构平衡轴向力有如下的不足之处： 1 ) 平衡大的轴向力时，平衡盘机构尺寸较大，影响转子稳定性； 2 ) 平衡盘的轴向间隙较小，一般为0 1m m 左右，容易与泵壳平面咬合， 造成泵损坏。 3 平衡鼓与平衡盘联合结构及其工作原理 平衡鼓与平衡盘联合结构如图卜5 所示，是平衡鼓和平衡盘组合体。它结 合了两者的优点，避免了两者的缺点：减小了平衡盘的尺寸，能平衡较大的轴 向力，又能实现自动的动态平衡，同时减少了泄露，提高了泵的效率和可靠性。 但由于平衡盘的轴向间隙较小，平衡盘与泵壳平面咬合的风险仍然存在3 1 。 平 剜嗤漯入口 1 。3 国内外研究动态 图1 5 平衡鼓与平衡盘联合结构 1 9 1 5 年，d a u t h e r t y 在c e n t r i m g a lp u m p 一书中讨论了离心泵轴向力产 生的原因，这是人们最早注意到泵的轴向力的危害 3 1 。1 9 5 8 年，s t e p a n o f f 在 c e n t r i 如g a la n d a x i a ln o w p u m p s 一书中 4 1 ，更为系统地介绍了多级离心泵轴 向力产生的原因、平衡方法及影响因素【5 1 。 华北电力大学坝士学位论文 事实上，多级给水泵轴向力过大产生的问题，其严重性已经超过了效率、 磨损等因素，成为离心泵能否稳定运行的决定性因素。对于如超临界锅炉给水 泵类的大型多级给水泵，由于其轴向力通常很大，若设计行不当，会导致轴承 烧毁、轴封损坏、甚至断轴等事故发生。因此，轴向力问题能否妥善解决，直 接关系到给水泵的安全运行。近年来，国内外专家学者大量研究了给水泵轴向 力的理论计算和平衡方法 5 ，9 ，1 6 ，19 1 。 1 3 1 轴向力计算方法 目前，国内外确定轴向力的方法，主要有：经验计算法，实验法，理论计 算法和数值模拟法等四种7 1 。 1 经验计算法 经验计算法，是指用经验公式估算轴向力的方法，是工业生产中最常用的 方法。其实践依据为：粗略地估算叶轮前后盖板的的液体旋转速度和叶轮产生 的静压，计算出轴向力：根据模型试验和原型试验测得实际轴向力值，确定出 真实轴向力和理论轴向力之间的差值；根据两者误差推导出包含流量比、雷诺 数和密封间隙等变量的修正函数，最终得到估算轴向力的经验公式。 目前，国内外轴向力的经验公式很多，德国的p n e i d e r e r c ，r i t t e r c ，前 苏联的s t e p a n o f f a j ，英国的a d d i s o n ，美国的k a r a s s r k j j 及k o v a t s a 等人都 曾提出自己的经验公式【3 1 。 许多国内外优秀企业，如英国威尔公司和瑞士苏尔寿公司，都曾分别用这 些公式计算了各自企业给水泵的轴向力，并通过轴向力在线监测装置对此泵的 轴向力进行了在线监测，进一步将计算结果与实测结果进行了比较，形成了适 合企业自身产品的轴向力计算公式，从而为多级给水泵的轴向力计算设计提供 了一定的理论依据。 2 实验法 实验法是指通过实验的方法获取轴向力的实际值的方法。对于用于科学实 验研究或有重要用途的离心泵，需要更为精确的知道泵轴向力，以保证正确设 1 # 北电力大学硕士学位论文 计轴向力平衡装置。这就要通过试验来获取准确的轴向力数值，以设计轴向力 平衡装置及选用合适轴向推力轴承。 采用实验法测量轴向力值，国内、外常用的方法是采用电阻应变片或应变 传感器的电测法，即在承受轴向力的部位，贴上电阻应变片，或布置应变传感 器直接受力。通过测量电阻应变片或应变传感器的应变电流，就可以计算出轴 向力的大小。 3 理论计算法 理论计算法是指，利用流体力学等相关理论知识，分析叶轮盖板前后液体 的流态及压力分布，及其它影响轴向力的因素，建立数学模型，利用数学工具， 对轴向力进行计算求解的方法 8 ，叭。 应用理论计算法计算轴向力的一般步骤为： 1 )计算叶轮出口压力，确定叶轮前、后盖板的径向静压力分布； 2 ) 计算出叶轮前、后盖板处液体的绝对速度及动压力分布； 3 ) 利用前两项，通过迭代计算密封泄漏量； 4 ) 对叶轮前、后盖板的压力分布进行积分，得到轴向力。 理论计算法是较为精确的计算方法，该方法应用了以下假设： 1 ) 液体为理想流体； 2 ) 液体在泵腔内的旋转角速度等于叶轮旋转角速度的一半； 3 ) 叶轮中心线与导叶( 涡壳) 中心线重合。 以上假设大大简化了液体在泵内的流动状态，使得理论计算结果与实验测 得的结果有一定的偏差。 4 数值模拟法 近年来，随着计算机技术、c f d ( 计算流体力学) 及复杂流场的模拟计算 技术的迅速发展，利用c f d 计算机软件对泵内复杂流场进行数值模拟，得到了 广泛的应用，现已成为理论分析和试验研究不可替代的主要研究手段【1 0 】【1 1 1 。 目前，工程界采用的c f d 软件主要有：f l u e n t 、c f x 、s t a r c d 和 s o l i d w o r k sf 1 0 ws i m u l a t i o n 等 16 1 。 华北电力大学坝士学位论又 利用数值模拟法确定轴向力的步骤如下： 1 ) 利用三维建模软件建立过流部件的三维模型； 2 )由于平衡装置内的流动是属于紊流，因此采用k e 紊流模型作为控制 方程； 3 ) 对平衡装置内流动区域进行网格划分； 4 ) 确定进口边界、出口边界、壁面边界和周期边界等边界条件； 5 )模拟求解； 6 ) 模拟结果分析。 1 3 2 轴向力平衡方法 多年来，轴向力问题一直是多级给水泵研究领域重要的课题之一。目前锅 炉给水泵常用的轴向力平衡方法有以下几种 2 ，3 ，5 】： 1 采用叶轮对称布置的方法平衡轴向力 f l 一， f 蚪睦多 x n。门 l凡 、 。7 夕 、 r _ 一，r 图1 6 叶轮对称布置平衡轴向力 该结构的工作原理如图1 6 所示，转子上的各级叶轮相背布置，图中左边 的3 级叶轮的轴向力方向指向左边，右边的3 级叶轮的轴向力方向指向右边， 两组轴向力大小相等，方向相反，相互平衡。 许多国外先进企业，如美国f 1 0 w s e r v e 公司、b j 公司、英国m + p 公司、 苏联i r 公司、日本三菱重工和荏原公司，所生产的锅炉给水泵都采用过此技 术【1 8 】。在国内，沈阳水泵厂根据国家重大技术装备科技攻关项目计划和国家机 械部新产品试制计划的安排，在消化吸收、掌握国外先进技术的基础上，自主 1 _ 三北电力大学坝士学位论文 开发出了5 0 c i h z 型高压锅炉给水泵，该泵也是叶轮对称布置的形式。 2 采用平衡鼓结构 平衡鼓的结构在1 2 2 中已有叙述，其功能就是将其前后隔成压力不等的 两个压力腔，利用作用在平衡鼓两端面上的压力差来平衡轴向力。 平衡鼓结构是目前国内、外锅炉给水泵生产企业采用较多的轴向力平衡形 式。国际上如威尔泵业、k s b 泵业等，国内有沈鼓集团沈阳水泵厂、上海电力 修造总厂有限公司、郑州电力机械厂等。 3 平衡盘与平衡鼓联合 平衡盘与平衡鼓联合的形式在国内给水泵采用较多，其结构和工作原理本 文在1 2 2 中也已有详细的描述，它可以由于其轴向间隙可以随轴向力大小而 调整，所以可以弥补由于轴向力计算不精确而带来的设计不足，但其轴向间隙 一般较小，容易产生动、静部分摩擦、咬合，运行安全性较低。 4 双平衡结构 双平衡鼓结构是平衡盘与平衡鼓联合的形式技术改进，关醒凡在其著作现 代泵技术手册中提到的三间隙平衡盘结构是双平衡鼓的原型。之后，许多科 技工作者在这方面做了大量的研究【5 ，9 ，1 6 ，19 1 。 近年来，德国k s b 公司、英国威尔公司和瑞士苏尔寿公司生产的化工泵、 锅炉给水泵、油田注水泵已有应用双平衡鼓装置。这种机构通过合理设计增大 了平衡机构的轴向间隙，消除了当流量或工况发生变化时易出现平衡机构动、 静部分接触和咬死现象，提高了泵的安全性【2 ，1 2 ，13 1 。 1 4 课题研究内容 本文在广泛阅读和分析了有关多级离心泵轴向力研究资料的基础上，主要 进行以下几方面的工作： 1 分析轴向力平衡装置在锅炉给水泵中的作用和重要性，指出为多级给水 泵进行轴向力分析和研究的意义； 2 全面介绍锅炉给水泵轴向力产生的原因和传统的多级离心泵轴向力的 9 华北电力大学硕士学位论文 计算方法方法，介绍国内外轴向力平衡装置的历史发展和研究现状。 3 以6 0 0 m w 超临界机组锅炉给水泵为工程实例，介绍多级离心泵轴向力 计算的流体力学、流体动力学的科学理论，建立轴向力的物理及数学模型并进 行分析，推导出轴向力的求解步骤； 4 建立双平衡鼓的轴向力平衡装置物理模型，应用粘性不可压缩流体的纳 维一斯托克斯方程、流体的连续性方程及伯努利方程等，推导出间隙泄漏量与 间隙进出口压力差的关系，推导出6 0 0 m w 超临界机组锅炉给水泵双平衡鼓结 构的设计步骤； 5 根据双平衡鼓装置内部流动数值模拟的需要，介绍相关的基本理论和方 法；介绍应用三维建模软件对6 0 0 m w 火电机组多级给水泵装置各零件进行建 模的方法；在实体建模的基础上，进行网格技术的介绍和内部流场控制方程的 描述。进一步利用f 1 0 ws i m u l a t i o n 流体分析软件对设计的平衡装置的流场进行 分析模拟。 1 0 华北电力大学硕士学位论文 第2 章轴向力及平衡机构原理分析 2 1 转子轴向力分析 叶轮在随泵旋转的过程中，自身承受轴向力e 。如图2 1 所示，该轴向力 主要由下列各分力组成 2 ，3 ，1 4 】： 1 在密封环以下部分，叶轮后盖板与压出室( 导叶) 组成的腔体内的液体 对叶轮的压力凡2 ，此力指向叶轮进口； 2 在密封环以下部分，叶轮前盖板与压出室( 导叶) 组成的腔体内的液体 对叶轮的压力r l ，此力与后盖板上的力凡2 方向相反； 3 液体自叶轮进口进入叶轮，方向由轴向转变为径向时产生的动反力乃， 此力与凡2 方向相反。 图2 1 叶轮上的轴向力 2 1 1 叶轮前、后盖板受力数学模型 后盖j i i 如图2 2 所示，叶轮在泵内旋转，其后盖板与压出室( 导叶) 组成一个充满 液体的腔体。为研究该区域内的压力分布规律，假设腔体内液体无泄漏，叶轮后 盖板绕轴线以等角速度作圆周运动，导叶静止 1 5 ，16 1 。沿图2 2 a 中某一水平线取 华北电力大学硕士学位论文 一截面，旋转9 0 。后得到如图2 2 b 所示的导叶与叶轮后盖板组成的腔体内液体速 度分布的示意图。 ；， 轮 ；嚣盏寝 密黉殍 a 蒸投 煞 一沁 图2 2 叶轮盖板处流速分布 由图可知，紧贴叶轮后盖板表面上液体的角速度为，导叶盖板表面上液体 的角速度为零，液体各质点无相对运动，形成液体的相对平衡，由此可知腔体内 速度分布呈线性分布【l l 】。则腔体内液体平均角速度为也。以叶轮后盖板表面与 轴心的交点为坐标原点，叶轮轴心为x 轴，与轴线垂直的水平方向为y 轴，竖直向 上方向为z 轴，建立如图2 3 所示坐标系。r 表示流体质点到x 轴的距离，护为该点 矢径与y 轴的夹角。 作用在液体内每个质点上的力有重力和离心惯性力。忽略重力，于是作用在 流体质点上的单位质量力为 厂= ( 詈) 2 厂 c 2 ， 其在三个坐标方向上的分力为 x ：。 】厂= ( 詈) 2 r c 。s 秒 将上式代入欧拉平衡微分方程得 z = 2 枷 沼2 ， 华北电力大学硕士学位论文 印= p ( 詈) 2 少咖+ p ( 詈 2 z 龙 ( 2 3 ) 图2 3 叶轮后盖板压力分布 神料唧+ c 协4 ， 由于叶轮出口外圆尺2 处的液体压力为叶轮的势扬程3 1 ，将边界条件：础2 时，p = 耳代入上式得 c 以一p 孚 沼5 ， p 以一p 等c r ：2 ) 沼6 ， p = 触p 叩等( r ：2 一) ( 2 - 7 ) 上式中，g 为重力加速度。 对上式从，l 到，2 对r 进行积分，得到任意从r 1 到，2 面积上的受力 f = r2 叫鸱一p 等虹r 2 ) 卜 一卜水一华 8 同理，公式( 2 8 ) 也适用于叶轮前盖板上的受力。 2 1 2 叶轮动反力分析 如图2 5 所示，液体自叶轮进口水平进入，在出口以与水平方向a 角的方向流 出，根据动量定理得，液体作用在叶轮上动反力【2 【”】 尼= 昭q f 帆。一2c o s 口) ( 2 9 ) 式中p 为液体密度( k m 3 ) ，q f 为泵理论流量( m 3 s ) ，0 、2 分别为叶片进口 稍前、出口稍后的轴面速度( m s ) ，6 c 为叶轮出口速度与轴线方向的夹角。 2 2 双平衡鼓机构分析 图2 4 叶轮动反力 目前，锅炉给水泵常采用平衡盘或平衡鼓结构来平衡轴向力。采用平衡盘 结构时，由于轴向间隙小，当流量或工况发生变化时容易出现平衡盘与平衡板 直接接触和咬死现象，造成平衡盘因严重磨损而停泵检修；采用平衡鼓结构， 1 4 华北电力大学硕士学位论文 虽然能提高给水泵轴向力平衡装置的可靠性，但泄漏量比平衡盘装置大得多， 泵的效率较低。近几年，德国k s b 公司、英国威尔公司和瑞士苏尔寿公司生产 的化工泵、锅炉给水泵、油田注水泵，广泛采用了兼有平衡盘和平衡鼓优点的 双平衡鼓结构，应用效果非常好【18 1 。 本文研究的6 0 0 m w 超临界锅炉给水泵的轴向力平衡机构，就是这种双平 衡鼓的结构，同时配置双向推力轴承来辅助平衡。该结构形式的优点是：装置 有两个径向间隙，同时起节流作用，这可使平衡鼓的轴向间隙比平衡盘结构大 了许多，这使得平衡鼓端面不易受到磨损；同时克服了普通的平衡鼓结构泄漏 量大的缺点，提高了泵的效率。 2 2 1 双平衡鼓结构的平衡原理及数学模型 1 双平衡鼓机构的结构形式及工作原理 双平衡鼓装置的结构如图2 5 所示，图2 5 a 为双平衡鼓装置的结构图，图 2 5 b 为装置中双平衡鼓的结构图。 平衡鼓左边的高压液体，经间隙值为 1 和办2 的径向间隙和间隙值为6 1 的 轴向间隙的节流减压后，流入平衡鼓右边的低压腔。该结构利用平衡鼓左右两 边的压力差来平衡转子上的轴向力。同时，当平衡鼓随着泵轴沿轴线方向移动 时，轴向间隙6 1 随之变化，平衡鼓端面的压差也随之改变，直到达到一个新的 动态平衡状态【1 9 ，2 0 1 。 2 纳维一斯托克斯方程1 0 ，2 2 ，3 2 】 纳维一斯托克斯方程的矢量方程为： 厂一土跏+ v v 2 “= 字 p ( l ( 2 1 0 ) 该方程是流体运动时所遵循的动量守恒方程。式中，厂为作用在单位质量 流体上的质量力；p 为液体的密度；p 为作用在单位质量流体上压力矢量； y 为粘性液体的运动粘度；“为液体的速度矢量；v 符号位哈密顿算子，它的物 华北电力大学硕士学位论文 理意义是指对一给定的流体系统，其动量对时间的变化率等于作用其上的外力 总和。 a 平衡鼓装置 b 双平衡鼓 图2 5 双平衡鼓装置 该方程于1 8 2 7 年和1 8 4 5 年分别被纳维( n a v i e r ) 和斯托克斯( s t o k e s ) 从 不同角度独立得到，故叫做纳维一斯托克斯方程，简称n s 方程。方程的微分 形式如下： 1 6 ( 2 1 1 ) l a p 钐绉 i 夕 吣 1 b - 玩s测5 l 一直 ； 涕黝彭勿钐殇阮删 ； 黝勿荔浏心蕊沁憋澈浮 r - 一 正 h |b l l 赶 ， 一 | 节漶牵j 粪殿：篱鼓 黼 jl 燃 l 忒心沁忒心沁测 甘 渤 誊 锄 锄 皑 魁 一 励 一 x y ： 叱 “ 2 “ 2 甜 刀 v y 矿 印一苏望砂印一砂 一p一p一p 一 一 一 x y z i i = = 盟瑟丝瑟他i 如 以 纵 眦一砂鸭一砂丝砂 十 + + 呶瓦丝如毗i 以 以 纵 监砒鸭百饥百 n s 方程反映了粘性流体( 又称真实流体) 流动的基本力学规律，在流体 力学中有十分重要的意义。它是一个非线性偏微分方程，求解非常困难和复杂， 目前只有在某些十分简单的流动问题上能求得精确解；但在有些情况下，可以 假设不可压缩的粘性流体流过静止平行平板，而且流动是定常的，质量力 可以忽略不计，同时假设流动状态是层流【2 3 彩 。那么，该平板间的纳维一斯托 卜警m 等= 一净y ( 等+ 等 悖坞垮v 降等 q 1 2 3 双平衡鼓的数学模型【1 1 1 2 】 1 ) 径向间隙的数学模型 一定粘性，所以本文在对其进行流动分析时，假设该结构的两个径向间隙流动 为层流。这两个间隙中的流动的物理模型即可简化为平行平板间隙的层流运动 数学模型，如图2 6 所示。由此，可建立间隙流动的数学模型。 z 图2 6 平衡板间隙层流 x 华北电力大学坝士学位论文 设平板长为三，宽为男，间隙值为6 ，间隙内充满液体。两端具有压差尸 作用，由平行于工轴方向的流动可知： i “x = “( 少) h = 叱= o 。13 考虑定常流动不可压缩流体连续方程，忽略质量力时则粘性流体微分方程式简 化为 土望+ v 塑靼：o po x ；o y 弓筹= o ( 2 p 砂 。1 制 土翌：o 上式中1 ，液体的动力粘度。由第二式、第三式可知，压力p 与y 和z 无关；由 第一式可知，它仅是x 的线性函数，即 p = p ( x ) ( 2 15 ) 且 d pa p _ = _ = c d 刀s f ( 2 - 16 ) d x瓠 则沿x 轴方向的压力变化函数为 卯只一只 艘 面= 产一t q 。7 将上式带入简化微分方程( 2 1 4 ) 式，得 等= 去警一等 沼 巩2pd x江 其中为液体的动力粘度，印v 。将上式积分得 础) - _ 差少2 + c l y 心 ( 2 - 1 9 ) 代入边界条件：y = o 时，“= o ；) ，= 6 时，“= o 。得 彤) _ 差旷y ) y ( 2 - 2 。) 由此可得，通过间隙的泄漏量为 g g - 篆舻 沼2 ， g g = 瓦掣 ( 2 - 2 1 ) 2 ) 平衡鼓左端面压力分布 如图2 5 所示，平衡鼓的左端面与叶轮后盖板，在r g l 和尺9 2 的半径内形成 一圆环腔体，腔内液体随转子以角速度作匀速旋转，根据其无泄漏的结构特 点，可认为其处于相对平衡状态。 该结构的物理模型与2 1 1 中分析的模型相同，由此可得平衡鼓的左端面上 任意从r l 到您面积上的受力为 疋= f2 吖麟一p 譬眙肛 一卜弘2 一半 q 2 2 同理，得平衡鼓的右端面上任意从r 1 到r 2 面积上的受力为 e = r 2 刀( 麟一p 譬k 归 一卜如2 一孚 q 2 3 3 )轴向间隙的数学模型 双平衡鼓结构的轴向间隙的物理模型如图2 7 所示，为两相距缝隙为6 平 行旋转圆盘，其内充满粘性液体，同时液体有沿径向的压差。而当两圆盘作高 速旋转时，其缝隙内的液流也将作相应的旋转，因此其流场应是一个因压差而 产生的径向辐射源流，和一个因旋转而产生的剪切流叠加而成的螺旋流 3 8 。4 0 1 。 华北电力大学坝士学位论文 为方便，但要精确求解n s 方程是很困难的。为此只有根据流动特点，通过分 析比较各项的数量级，略去方程中微小量的次要项，使方程中非线性项消失， 保留主要项，使方程大为简化，方可求出近似的解析解。现将求解n s 方程的 简化条件分述于下： 因缝隙很小，雷诺数相应小，所以缝隙内液流为二维层流运动 4 1 。，43 1 ，其 径向流速为珥，周向流速为，而轴向流速= o ； 液体的密度p 为常数，动力粘度产为常数； 流动为定常流； 因流动对称于z 轴，所有流动参数均与护无关。 g q 2 夕 尺9 3 ) rb _ r - y，j ij 陲剽l p 。 图2 7 两平行旋转圆盘间隙流 圆柱坐标系的n s 方程为 尺一吉考州等+ 导c 等m ，等一孚 m c 等+ 导c 净等m ，等一半 2 4 ， z 一土望：o da z 忽略重力因素，通过分析对比有关项的数量级，略去方程中微小量的次要 项，依边界条件对上述方程进行定常数积分，得圆盘问径向速度为 华北电力大学硕上学位论文 u ，= 去搴z ( z 吲+ 等( 等z ( z 硼) ( 2 - 2 5 ) zl lc i r u z 旷毒嘞) + 扣吨2 ) ) ( 2 - 2 6 ) 值得说明的是，双平衡鼓是靠泄漏产生的压差来工作的，没有泄漏也就没 假设平衡鼓的泄漏量为瞻，间隙值为办1 的径向间隙进口处压力p 2 ( 见图 耽= a + 麒q g 一1 ) + 厶乙) ( 2 2 7 ) 疋= 蟹2 肪( p 2 一p 等( 尺9 2 2 一厂2 ) ) 办 一呸2 2 也。2 ，陪瓤2 2 一华) ( 2 _ 2 8 ， 根据公式( 2 2 1 ) ，结合图2 5 所示，间隙值为j l z l 的径向间隙进、出口的压 力差可表示为 1 2 肛1 锄叫g 东嘉 - 2 9 ) 2 ) 双平衡鼓中间端面受力和泄漏量分析 由于n 为双平衡鼓左端面前的压力，p ，为双平衡鼓中间上轴向间隙进口处 的压力，间隙值为j l z l 的径向间隙前后的压力差又可表示为 卸2 = p 2 一p 3 ( 2 3 0 ) 间隙值为6 l 的轴向间隙，进口处压力为p ，出口处压力p 。，由于间隙值微 小，可以近似地认为间隙内流动为层流，所以间隙内液体作用在平衡盘端面上 平均压力为p 3 = p 3 ( p 3 p 彳) 2 ，由此，得端面上的作用力为 岛= 卸3 s = 掣万( 毽4 2 一毽3 2 ) ( 2 _ 3 1 ) p 3 = 学一嘉。r 9 4 2 一r 9 3 2 ，。2 3 2 ， 忽略微小项后得 肾譬 沼川 j 弓= ! 兰譬z r 。宅9 4 2 一3 2 ，。2 3 4 ， 卸4 = p 4 一p 5 ( 2 3 5 ) 根据公式( 2 - 2 1 ) ，结合图2 5 所示，间隙值为 2 的径向间隙进、出口的压 力差可表示为 蚣g g 嚣 ( 2 3 6 ) 3 ) 双平衡鼓右端面受力分析 根据2 1 1 中叶轮后盖板轴向力分析，由公式( 2 7 ) 得双平衡鼓右端面的 压力分布函数为 p 礓p 譬时) ( 2 3 7 ) 根据图2 - 5 ，对公式( 2 - 3 7 ) 从唿l 到进行积分，得到双平衡鼓右端面 上的作用力 。一您2 = 蟹2 肪( p 5 一p 譬( 2 一厂2 ) 沙 = 昭乃c 尺9 2 2 一尺g 。2 ， 塞一等c 尺9 4 2 一竺星# ， 。2 3 8 ， 同理，可以得到平衡鼓右端面上从尺9 2 到圆环面上的作用力 啄矿酬搿哟陪缸2 一华， ( 2 3 9 ， 一嘎4 2 睁缸2 一华， 沼4 。， p 5 = p 1 = o ( 2 4 1 ) 名= 呸+ e 一日 ( 2 - 4 2 上式等号右边第一个括号内为圆柱形平衡鼓的平衡力，第二个括号内为圆 e = 名= 最+ 巧一曩 ( 2 4 3 ) 2 4 华北电力大学硕士学位论文 第3 章多级给水泵平衡机构设计 本文设计的6 0 0 m w 火电机组多级给水泵是为6 0 0 m w 超临界火电机组配套的锅 炉给水泵，其水系统图如图3 1 所示。 给水泵茕置泵 图3 16 0 0 m w 超临界锅炉给水泵组水系统图 该泵属于大型双壳体多级离心泵，级数为5 级，为降低泵的汽蚀余量，首级 叶轮单独设计，其余4 级叶轮几何参数一致。由于首级叶轮的外径d ，和出口宽度 6 ，与次级叶轮一致，可以认定各级叶轮的扬程和效率相同。泵的运行参数如表3 1 所示。 表3 16 0 0 m w 机组多级给水泵参数表 3 1 叶轮基本参数计算 根据叶轮的计算理论 3 1 ，叶轮的基本功能参数计算过程如下： 泵每级叶轮的扬程 华北电力大学硕士学位论文 泵的水力效率 单级叶轮理论扬程 叶轮外径圆周速度 单级叶轮的势扬程 泵的比转数 泵的容积效率 单级叶轮理论流量 q ：旱 z o s 3 5 ，g 辉 h t ：生 仇 屹= 盲 力咒 ( 3 1 ) ( 3 2 ) ( 3 3 ) ( 3 4 ) 以咆( 1 一磐) ( 3 - 5 ) z “ 。 3 6 5 刀q 2 节 1 仉2 雨蕊 ( 3 6 ) ( 3 7 ) q = 旦( 3 8 ) 7 7 矿 由于首级叶轮和次级叶轮的几何参数区别主要在叶轮进口直径，这些区别 不会影响到叶轮出口的功能参数，所以各级叶轮的基本功能参数相同。根据以 上分析和计算得如表3 2 所示的叶轮基本功能参数。 2 6 华北电力大学硕士学位论文 表3 26 0 0 m w 机组多级给水泵叶轮基本功能参数表 3 2 超i 晦界多级给水泵轴向力计算 1 )首级叶轮轴向力 首级叶轮外形尺寸见图3 2 ： 图3 2 叶轮外形图 其中：q 2 2 4 5m m ，d 2 = 3 4 0m m ，如= 1 6 2m m ，6 2 = 3 0m m ，0 = 9 0 。 根据式( 2 8 ，9 ) ，首级叶轮的轴向力为 巧= 吒一一乃= 1 0 2 5 3 1 6 2 ) 次级叶轮轴向力 华北电力大学硕士学位论文 次级叶轮外形尺寸见图3 2 ： 图中： d i - 2 3 0m md 2 = 3 4 0m md h = 1 6 2m mb 2 = 3 0m m q = 9 0 。 根据式( 2 8 ，9 ) ，次级叶轮的轴向力 足一5 = 尼一只一乃= 7 4 3 8 1 3 ) 影响转子轴向力的其它因素 1 ) 轴台、轴端等结构因素引起的轴向力一由于该泵转子的轴台、轴端 等影响轴向力的结构呈对称布置，轴向力完全抵消； 2 ) 由转子重量引起的轴向力一由于该泵转子水平布置，所以转子本身的 重量不会引起轴向力； 综上所述，该6 0 0m w 超临界锅炉给水泵的转子轴向力为： t = 鼻+ ( f 一1 ) 疋一5 = 4 0 0 0 5 5 6 3 3 双平衡鼓的设计 3 3 1 双平衡鼓几何参数设计 在设计双平衡鼓时，首先要确定双平衡鼓的的灵敏系数尼。 七：学 ( 3 9 ) f g 。 它的物理意义是作用在平衡鼓轴向间隙的端面( 中间端面) 上的平衡力与 平衡鼓总平衡力的比值。 泵在工作过程中，由于工况点的变化和密封环磨损等原因，轴向力也相应 变化，转子作相应移动以达到新的平衡。但是由于惯性，移动的转子不会立即 停在平衡位置，要靠惯性向前移动稍许后才能停止。此停止位置己超过了平衡 位置，转子要再向回运动，可见平衡盘的工作过程，是处于运动平衡的过程， 平衡是暂时的相对的。运转中过大的轴向移动是不允许的，否则会使平衡盘研 磨，转子发生振动，使转子失去稳定性。为了限制过大的轴向脉动，最佳的方 华北电力大学坝士学位论文 案就是必须使轴向间隙变化不大的情况下，轴向力发生大的变化，这就要求轴 向间隙承受一定比例的轴向力。 死值大，表示双平衡鼓的灵敏度就高，转子随轴向力变化沿轴线方向的移 动就越剧烈，容易造成轴向咬合。尼值小，表示双平衡鼓的灵敏度就低，转子 随轴向力变化沿轴线方向的移动就越不剧烈，但也尼意味着平衡鼓与静止部件 的轴向间隙越大，平衡机构的泄漏量也就越大。实践证明，七值的取值在o 3 o 5 的范围，泵运行较为平稳。 定义：大平衡鼓外径与小平衡鼓外径的比值为七7 ，取k = 1 6 庀：磐 ( 3 1 0 ) r g2 、。 七7 的取值和平衡鼓的轴向长度有密切的关系，七7 大，则轴向长度小。在 实际计算中，如果设计的轴向长度太长，不能满足结构要求，就要重新选取k 7 ，再次计算。 由此确定双平衡鼓装置的设计步骤为： 1 ) 根据式( 2 2 7 ，2 3 7 ) 确定平衡机构前后的压差4 p ，该压力差为各间隙 前后压力差之和，即 卸= 卸2 + 锄+ 锄 ( 3 1 1 ) 2 ) 根据泵结构特点和运行环境选取双平衡鼓的灵敏系数尼； 3 ) 选取双平衡鼓的外径比系数