AG8旗舰厅通风降温系统
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车间降温风机大型引风机轴承烧瓦原因分析及治理基于CFD的轴流通
第一次试转时，甲侧引风机电机推力端轴瓦温度升高，定值保护停机；乙侧引风机电机膨胀端轴瓦温度升至报警值，为了防止设备严重损坏，手动停机。检查发现甲侧引风机电机推力端轴瓦有烧瓦现象，乙侧引风机电机膨胀端轴瓦局部有磨痕。现场消缺，重新安装后，电机试运转4
h无异常现象。锅炉空气动力场试验时，2台引风机电机的轴瓦温度稳定在61.9℃（甲）、59.5℃（乙）后略微下降，转动正常。
2005年4月1日，电除尘气流分布试验过程中除电机轴瓦温度稍高外，其他正常。但是在气流分布试验快结束后，16∶00，62号引风机电机侧轴瓦温度快速攀升至62.4℃时；16∶30，61号引风机风机侧轴瓦温度快速攀升至61.2℃，都有进一步上升的趋势。为了保护设备，手动停机。2台电机气流分布试验时引风机轴瓦温升值见表1。
表1气流分布试验时引风机轴瓦温升值
时间61号电机轴承温度/℃时间62号电机轴承温度/℃
电机侧风机侧电机侧风机侧
12:0019.018.112:0019.916.7
13:0040.138.513:0041.435.7
14:0048.749.114:0053.947.2
15:0050.751.915:0056.950.3
16:0053.155.816:0059.252.9
16：3054．857．916:0162．453．5
16：3155．261．2
4月2日～4月5日对电机轴瓦解体检查，发现2台电机端外侧和风机端外侧轴瓦均有磨瓦现象，但内侧没有磨瓦现象。同时发现油挡附近轴颈处油润滑明显不足。对瓦面作刮瓦处理试转，当温度达到56～60℃后，瓦温快速攀升。前后试运转达11次，每次情况都差不多。解瓦检查发现,瓦面痕迹一致。加大冷却油量后，不再烧瓦，但温度仍然升至62℃，并且随着气温的波动而波动。整个过程中，2台风机轴系振动很好，最大振动均为1丝左右。
2原因分析
打开轴瓦对轴承进行了仔细检查，如压力角、间隙、椭圆度等，甲、乙侧引风机电机轴承检查数据见表2。所有数据都符合规范和厂家技术要求，可以排除安装不当的原因。
表2甲、乙侧引风机电机轴承检查数据
检查项目甲侧引风机电机乙侧引风机电机
推力端膨胀端推力端膨胀端
电机轴与轴瓦之间侧间隙/mm0.150.150.150.15
电机轴与轴瓦之间顶间隙/mm0.330.320.320.33
电机轴瓦接触角75°75°75°75°
电机轴瓦接触面/点·cm-2≥1≥1≥1≥1
轴肩与轴瓦之间间隙/mm7.47.67.57.4
由于2台引风机轴系轴向、水平、垂直方向振动都很小，所以排除了轴系不对中、磁力线中心、电机基础等问题。瓦面没有被电击的痕迹，所以也排除了轴承座绝缘不够和转子磁通量轴向分布不均等原因。2台风机为同一批产品，且烧瓦发生的过程和症状非常相似，所以初步认定故障原因是一致的。
由这2台引风机电机轴瓦温升高直至烧瓦整个过程，通过对原始记录的数据资料进行分析，初步判断故障是由于甩油环转动带上来的油量太少，在下瓦压力角内无法形成和保持一定厚度的油膜，导致轴颈与轴瓦接触摩擦。瓦温、油温升高后，润滑油的黏度下降，加剧了油膜的破坏，直至轴瓦与轴颈摩擦,温度急剧升高。当温度达到某一临界数值时，油膜承压能力低于轴颈压力，由此将引起恶性循环，导致轴瓦温度快速攀升。
加大润滑冷却油量后,润滑油位高于轴瓦下瓦面，这虽然缓解了油膜的破坏,在一定程度上避免了轴与轴瓦的直接接触,但是此时的平衡温度达到62℃,是一种高位平衡,轴承运行风险太大。
3改进措施
（1）更换润滑油。用46号机械油代替46号透平油，目的是为了提高润滑油的黏度，使得在甩油环转动时可以带上更多的油。但高温时,机械油黏度的下降程度比透平油大。但是试验证明，效果并不明显。
（2）对轴瓦进口油囊作加深处理。在出油侧增加出油油囊，在瓦面开网状油槽，目的是为了加大轴润滑冷却油的循环速度。上述措施没有起到决定性作用。
（3）对甩油环进行改进。在粗糙甩油面内侧开浅斜槽，在甩油环侧面加开几条浅油槽。该措施同时带来了正、负两方面的效应。正面作用是有利于甩油环在转动过程中储油，使得带油量增加。负面作用是油槽加深，出油量相对于带油量的比重下降。
（4）加大润滑油量。将油位实际高度达到下瓦面以下（图纸要求下瓦的2/3高度），这样虽然缓解了油膜破坏，但油位太高，以致局部换热效果变差，平衡时温度太高，风险加大。
（5）在油室内加设盘管式水冷却装置。该方法相对比较简易方便。但是由于油室结构特殊，且增加冷却装置将相对减少油室中的油量，如果发生冷却水效率降低或者上层油温升高现象（冷却只能针对下层油），温度就不能很好控制。
现场实施效果表明，实施上述多种措施后的效果并不明显，以上方法不能够从根本上解决轴瓦温度过高的问题。
在这种情况下，只有改变润滑冷却方式，才能达到轴瓦降温的目的。在对问题进行分析的基础上，决定采用电机轴承外循环冷却装置。改进前、后轴瓦结构图，分别见图1、图2。电机用外循环润滑工程见图3。尽管增加了投资，但有效地增加了排热量和润滑流量。在选择油循环的路径上，采用进油（冷油）喷淋，油室高位油溢流回油的方案。在电机轴承外部加装一套循环润滑油工程，供2台电机4个轴瓦用。甩油环仍然保留，在每个轴承上瓦靠进油侧装1根Dg15的进油管，安装1个Dg15的阀门，以便调节进油量的大小，0.2MPa压力对轴颈直接喷淋。每个轴瓦约有4L/min的润滑油流经瓦面，充足的油量形成一定的油膜，确保摩擦面处于液体摩擦状态，并及时带走轴承产生的热量。用轴承座的预留接口做回油接口（管径为Dg50），使油室仍然保持原有的油位高度。当外循环装置发生故障或断电，导致短时间意外事故发生时，甩油环仍然可以向轴瓦供油。值班人员发现瓦温上升快，温度高等异常情况后，可以及时处理，采取措施以避免烧瓦事故的发生。
图1改进前的轴瓦结构
图2改进后的轴瓦结构
图3电机用外循环润滑工程图
为确认电机轴承外循环冷却装置的可靠性，装置装好后，将6号锅炉的一次风机、送风、密封风机和引风机全部启动，按照设备的额定工况进行满负荷运行，运行48h，整个过程中最高温度始终保持在37℃左右，说明上述方案起到了很好效果。
4结论
引起轴瓦温度升高的原因很多。如果是由振动引起的，可以从转子动平衡、轴系找中心、基础刚度、磁力线中心等方面处理。如果是由于传热等问题引起的温度升高而导致烧瓦时，仅从机械和结构上分析，往往不易寻找出根本原因，这时必须从润滑原理上分析，寻找原因，从根本上解决轴承温度高的问题。
我们通过加装一套强制外循环冷却装置，改进了轴瓦冷却和润滑方式，有效地解决了轴瓦温度高的缺陷。
摘要 ：通过计算流体力学（ CFD ）方法对轴流通风机叶片的流场进行了虚拟样机的数值模拟，不仅得到了流场的工作特性数据，而且提出了对叶片叶型的改进设计方案，并通过真实样机的试验验证了数值模拟分析的正确性和改进设计的可行性。最后，还对数值模拟与真实试验数据之间的差异原因进行了讨论。
关键词 ：轴流式通风机；叶片； CFD ；流场分析；改进设计
中图分类号： TH432.1 文献标识码： B
文章编号 : 1006 - 8155 ( 2008 )02-0021-05
The Fl ow Field Analysis and Improved Design for Axial- fl ow Fan Leaf Based on CFD
Abstract : This paper numerically simulated the fl ow field for virtual protot yp e of the leaf of axial- fl ow fan by computational fl uid dynamics (CFD) method. The working characteristics data of fl ow field are not only obtained, but also the improved design plans for the leaf t yp es are presented and the correctness of the simulated analysis and the feasibility of the improved design are verified based on the real test for actual protot yp e. Finally, some possible reasons for the differences between simulated data and real test data are discussed.
Key words : axial- fl ow fan; leaf; CFD; fl ow field analysis; improved design
0 引言
轴流通风机的传统设计方法主要有两种：一种是利用孤立翼型进行空气动力试验所得到的数据进行孤立翼型设计，称为孤立翼型设计方法；另一种是利用平面叶栅的理论和叶栅的吹风试验所得到的数据进行设计，称为叶栅设计方法 [1] 。试验测量方法所得到的试验结果真实可信，但往往受模型尺寸、流场扰动、人身安全和测量精度等的限制，有可能很难通过试验方法得到结果。此外试验还会遇到经费投入、人力和物力的巨大耗费及周期长等许多困难。计算流体力学（ CFD ）的计算方法是近年来发展起来的新型独立学科，它兼有理论性和实践性的双重特点，建立了许多理论和方法，为现代科学中许多复杂流动与传热问题提供了有效的计算技术 [2] 。轴流通风机叶片作为关键部件，其性能直接影响着风机的性能。轴流通风机设计的主要任务就是设计出能保证各项性能要求的高效率叶片。
本文介绍的是采用现今先进的 CFD 方法，以我公司生产的一款汽车用冷凝器风扇的叶片为例，进行探索性的流场分析与改进设计研究。
1 叶片的 CFD 流场分析
1.1 对象描述
该风扇总成的整体三维图如图 1 所示。叶片直径为 250mm ，材料为 PP ，其技术要求：在静压 p = － 50Pa （风机进口处的压力比周围空气低 50Pa ），转速为 2600r/min 的情况下，风扇总成在一个标准大气压、温度为 20 ℃、相对湿度为 50% 的空气，用标准电机在 12V 的电压下进行送风测试时，其送风量应≥ 900m 3 /h ，标准电机工作电流应≤ 7A 。
1.2 划分网格
计算流体力学作为工程应用的有效工具，所面临的关键技术之一就是生成网格的质量的好坏，它直接影响到模拟结果的精度和所耗用的 CPU 时间。在计算敏感区域（壁面附近、尾流块、外形曲率大的表面）参数变化梯度大，如果网格太稀疏，则不能捕捉到流场的重要信息，造成误差大，甚至解不能收敛，故需取较密的一些网格；而在非计算敏感区域参数变化梯度较小，如果网格太稠密，则所耗用的 CPU 时间长，故应取较稀一些的网格。因此，应根据需要安排网格疏密。另外，曲线应尽量光滑，不能过分扭曲。在 CFD 的实际应用中，计算量一般非常大，合理划分网格可以大大节省机时，还可以避免自动网格划分中带来的过度疏密。高正交网格和高效展玄比是高质量网格的两个基本要素，它直接影响到计算的收敛时间和稳定性。
显然该叶片是周期对称的，因而选用 1/5 的叶片进行计算。根据经验及反复调整，得到 36 万节点的叶片周围气体的网格如图 2 所示，其网格参数的评价结果（见表 1 ）显示该生成的叶片网格是高效网格。为了避免因为网格密度不足而造成计算不可靠的影响，对改进前后的叶片的计算域均进行加大网格密度的验证，由原来 36 万节点的网格加密为 92 万节点的网格。对加密的网格进行计算得到的结果与原结果对比，误差不超过万分之一，说明原计算所用的网格密度足够，其计算结果是可靠的。
1.3 边界条件及求解参数设置
在进行 CFD 流场分析时所采取的部分边界条件及参数设置如下：
（ 1 ）对流方式选用 k- w SST （剪切应力输运模型 [3] ）模型；
（ 2 ）采用旋转坐标系的方法，设置计算域转速为技术要求的工作转速 2600r/min ；
（ 3 ）取参考压力为 1013 25Pa ，通过试算设定进口总压条件，调节进口总压的相对值使进口静压达到－ 50Pa ，此时总压相对值约为－ 29Pa ；
（ 4 ）由于在距叶片相对较近的一段距离内气体总压变化不大，且出口与大气相连，因而对风机出口设定出口平均静压相对值为 0Pa ；
（ 5 ）对于流线罩，考虑到实际状态为静止部件，其与叶片的距离较近，有相互作用，因而在边界条件中设为反向旋转的墙，即在旋转坐标系中流线罩是运动的。但由于流线罩是圆周对称的圆柱面，不会造成计算区域不稳定的问题；
（ 6 ）由于叶片顶部与流线罩相互作用强烈，生成叶片网格时将叶片与流线罩间单独分两个重合的面。利用两个重合的面建立一液体对液体的接触面边界条件。该边界条件充分利用了其可允许压力突变的特点，将叶片顶部与流线罩的复杂流动，通过两个重合面与叶片面分成流动相对平稳的两个区域。对于周期面自然选用周期边界条件，其余的面采用缺省的无滑移壁面边界条件。
（ 7 ）收敛控制与收敛准则：求解器的时间步长设为“自动调整时间步长”；最大迭代次数为 500 次；残差类型为均方根；前后计算的残差余量设为 0.00001 。
1.4 仿真结果与讨论
为了得出风机的工作特性曲线，在只改变转速而不改变其余边界条件的情况下，得到如表 2 的仿真结果。
表 2 风扇总成的仿真特性表
转速/
（r/min）
进口静压/
Pa
出口静压/
Pa
流量/
（ m3/h）
驱动功率/
W
静压效率
全压效率
2200
-42.7761
0.52 1021
776.945
38.0585
0.5 8062 8
0. 6702 52
2400
-46.2891
0.359684
881.604
47.401
0.55 7008
0.672634
2600
-50.0987
-0.118407
9 78 .025
58.3476
0.532155
0.674805
2800
-54.3257
-0.604545
1073 .88
70.9436
0.512821
0.6 8049 8
3000
-59.012
-0. 8998 97
1170.09
84.9523
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