郭晓英 胡新泽
广西防城港核电有限公司 广西 防城港 538000
摘要：某电厂采用EHG型号单级离心泵，泵运行期间有两台烧毁，烧毁后解体泵轴承保持架已碎裂成小块，水力部件动静部件之间均有严重的磨损，对EHG型单级离心泵进行计算分析，最终确定通过调整背叶片尺寸进而调整叶轮背叶片轴向力平衡能力，以达到降低轴向力增加轴承寿命，避免由于轴向力过大导致轴承疲劳损坏。
关键词：单级离心泵 轴向力 背叶片
0.引言：
某电厂两台泵相继发生轴承烧毁现象，解体发现轴承保持架已碎裂成小块，叶轮与泵体口环、叶轮背面与泵盖、节流衬套与轴之间均有严重的磨损。
造成轴承烧毁的原因很多,本文通过理论计算和工程实践，采用调整背叶片尺寸进而调整叶轮背叶片轴向力平衡能力，以达到降低轴承轴向力，增加轴承寿命的目的，为解决同类轴承烧毁问题提供了参考。
1.轴向力以及轴承寿命计算
1.1轴向力计算：
按照《现代泵技术手册》计算轴向力，过程如下：
盖板力：
其中，Rm——叶轮密封环半径，Rh——叶轮轮毂半径
Hp——出口势扬程，
Ht——理论扬程，Ht=H/ηh
U2——叶轮出口圆周速度，
ω——叶轮角速度，
R2——叶轮半径
2）若采用背叶片结构，其平衡力：
其中，Re——背叶片半径，Rh——叶轮轮毂半径，t——背叶片宽度
s——叶轮后盖板和壳体壁之间的间隙。
若采用平衡孔加密封环结构，其平衡力：
其中，ξm——密封环间隙阻力系数，q——密封环泄漏量
Fm——密封间隙过流面积，Rm——密封环半径，Rh——叶轮轮毂半径
3）轴头力
其中，p——叶轮入口相对压力， D——密封轴径。该数值较小，可不考虑。
4）轴向力Fa=F1-F2-F3
注：①另外还存在动反力，因其数值较小，可不考虑。
②轴向力为正值时代表力的方向由电机指向泵，负值代表反向。
1.2径向力计算：
计算公式为：
其中：H-------泵扬程（m）
D2-----泵的叶轮外径（m）
B2-----包括盖板的叶轮出口宽度
Kr------实验系数，
Q-------泵额定工况流量
QN-----泵高效点流量
注：1）泵体为双蜗壳结构时，因为蜗壳结构对称，流体压力在流道内对称分布，因此可以认为其径向力为0；
2）径向力还包括叶轮重量等，因其数值较小，可不考虑。
1.3寿命计算：
当量载荷P
其中，Fa——根据1.1计算出的轴向力载荷
Fr——由径向力计算出的轴承支反力
X，Y由SKF轴承手册查得
2）轴承寿命
其中 a1——寿命可靠性系数，可靠性取96%，则a1=0.53；
aSKF——SKF寿命修正系数，由SKF手册查得，当查询的aSKF值大于50，使用此值已无实在意义；
C——基本额定动载荷，
P——当量动载荷；
q——寿命修正系数，对于球轴承，取q=3。
注：1）该寿命计算公式在当量载荷大于其疲劳负荷极限时仍然适用，轴承疲劳负荷极限详见《SKF轴承综合型录》中深沟球轴承数据表；
2）疲劳负荷极限的含义为当轴承的载荷小于其疲劳负荷极限时， 在轴承运行环境、润滑条件较理想的情况下，轴承基本不会出现疲劳损坏。
2.计算结果分析：
根据上述计算公式，计算结果如下：
通过对轴承分析理论分析计算，轴承使用寿命满足要求，但实际应用存在不确定因素可能会导致轴向力过大，因为理论计算与流体实际流动状态存在偏差，实际轴向力比理论计算值偏大，增加故障风险；泵在小流量工况运行时，其轴向力会变大，会导致泵组振动加剧，增大轴承载荷，对轴承寿命产生影响。
轴向力过大产生的危害分析如下：
1、轴承温度：轴向力过大时由于轴承滚道与滚珠产生挤压摩擦，产生更多的热量，此时，轴承温度会升高，但如果润滑条件良好，环境温度不高时，其热量会及时导出，轴承温度变化不会太大，此时测量轴承温度不会明显升高，温升范围也符合要求，但是存在隐患。
2、轴承疲劳破坏：泵在轴向力过大工况下长时间运行时，会在轴承摩擦挤压面上产生较大的应力，并在正常运行一段时间后，轴承某一部位产生疲劳损伤，随着泵持续运行，疲劳损伤将会加剧并扩散，此时轴承温度会大幅升高，此疲劳损伤扩散到一定程度后，轴承将会严重破坏。
针对上述分析，并根据现场使用反馈，解决问题的主要方向为：通过调整叶轮背叶片尺寸，尽可能降低泵转子本身的残余轴向力，间接增大轴承使用寿命的安全余量解决该问题。
3.调整背叶片技术计算
通过调整叶轮背叶片尺寸，尽可能降低泵转子本身的残余轴向力，可增大轴承使用寿命的安全余量，对于6308轴承，其疲劳负荷极限为1020N，考虑到安全裕量，决定通过降低轴承载荷至±900N以增加轴承寿命，避免由于轴向力过大导致轴承疲劳损坏的可能性。
技术原理如下：通过调整背叶片尺寸进而调整叶轮背叶片轴向力平衡能力，以达到调整轴向力，减小轴承负荷的目的。
叶轮背部压力分布如下图AGF曲线，在增加背叶片之后，其压力分布如下图AGK曲线，AGK与AGF曲线相差的阴影部分即为背叶片平衡的轴向力，该平衡力可以通过积分求得。
结果为:
其中，Re——叶轮背叶片半径
Rh——叶轮背叶片轮毂半径
ω——叶轮背叶片中液体旋转速度
根据斯捷潘诺夫建议，叶轮背叶片中液体旋转速度ω’与背叶片宽度以及叶轮后盖板与泵盖间隙有关，
其中，t——背叶片宽度
s——叶轮后盖板与泵盖间隙
因此从上述两公式可以得出，叶轮背部的压力分布与背叶片的半径、宽度、以及叶轮后盖与泵盖间隙等尺寸全部相关。
4.处理结果：
通过改变叶轮背叶片直径，将轴向力减少，将轴承使用寿命增加。型号A：将其背叶片直径由175mm 增大至195mm，其余尺寸均不变。轴向力变为97.4N，计算寿命变为7435525.7h；型号B：将其背叶片直径由229mm 减小至210mm，其余尺寸均不变。轴向力变为283.7N，计算寿命变为802163.6h。
通过对比得知，改变叶轮背叶片的直径，轴向力得到了降低，远远低于轴承疲劳负荷极限1020N，确保了设备安全稳定运行。
5.结论
针对单级离心泵轴承烧毁问题，通过一系列计算确定了改变叶轮背叶片尺寸的技术处理措施，改变叶轮背叶片尺寸后，简单有效的解决了轴承寿命短问题，实践证明技术处理有效，为解决离心泵轴向力过大引起轴承烧毁问题积累了宝贵经验。
参考文献
[1] 关醒凡. 《现代泵技术手册》. 宇航出版社.1995
[2] 关醒凡. 《泵的理论与设计》. 机械工业出版社.1987
[2] 郭惠俊. 《SKF轴承综合型录》. 上海科学技术文献出版社.1991