斜齒式油泵流量脈動對油壓波動的影響

李 林，徐仕海，張增明，熊 艷，李永宏

(東方汽輪機有限公司，四川 德陽 618000)

0 概況

齒輪泵具有結(jié)構(gòu)簡單、壽命長、可靠性高、自吸能力強等顯著特點，常被應(yīng)用于汽輪機組油系統(tǒng)，作為主油泵使用。通常將齒輪泵布置在運行層，由汽輪機轉(zhuǎn)子直接驅(qū)動，距離油箱液面有4 m左右的自吸高度，出口管路上設(shè)置有止回閥和壓力測點，并配置輔助油泵，在啟動、停機等階段由輔助油泵向汽輪機軸承供油，同時通過止回閥旁路向齒輪泵注油，系統(tǒng)常用配置見圖1。但齒輪泵自身存在流量脈動，會造成系統(tǒng)油壓波動、異音等問題，因此，需要對流量脈動進行相應(yīng)研究分析，并盡可能地減小其對油系統(tǒng)的影響，從而保證機組可靠性、穩(wěn)定性和安全性。

圖1 汽輪機油系統(tǒng)油泵配置

1 流量脈動

齒輪泵在嚙合的過程中，齒間容腔是不斷變化的，導致在吸油和排油時，瞬時流量隨時間而變化，周期性地出現(xiàn)最大和最小流量，使流量產(chǎn)生波動。在泵連續(xù)轉(zhuǎn)動時，每轉(zhuǎn)中各瞬時流量是按同一規(guī)律重復變化，這種現(xiàn)象稱為流量脈動，一般由流量脈動率來衡量。流量脈動會引起壓力脈動。

2 脈動的計算公式

齒輪泵在排油過程中會出現(xiàn)最大瞬時排量Vmax和最小瞬時排量Vmin以及可計算出瞬時平均排量Vave，則流量脈動率δ0為：

(1)

根據(jù)理論分析計算[1]有：

(2)

(3)

式中，B為齒寬；β為分度圓螺旋角；Z為齒數(shù)；Ra為齒頂圓半徑；R0為節(jié)圓半徑；Rb為基圓半徑；R0′為分度圓半徑。

流量脈動會引起壓力脈動，根據(jù)分析，壓力脈動的主要公式[2]有：

ΔP=f?(Zs,Ze)?ΔQ

(4)

在固定系統(tǒng)中，額定工作狀態(tài)下齒輪泵外部系統(tǒng)阻抗Ze和泵內(nèi)部阻抗Zs是一定的，平均流量與平均流量所對應(yīng)的壓力是一定的，因此，出口流量和壓力的關(guān)系，可近似認為成線性關(guān)系。

3 流量脈動對齒輪泵壓力參數(shù)的影響

根據(jù)齒輪泵流量隨入口壓力變化特性和典型齒輪泵特性，見圖2。在齒輪泵出口壓力一定時，隨著入口壓力的降低，流量呈線性的略微減小，到達A點以后由于形成嚴重氣穴而急劇下降，即齒輪泵出口壓力與入口壓力存在臨界拐點，出口壓力變化時會引起拐點的偏移。因此需要明確當流量脈動導致出口壓力最小時，入口壓力是否已出現(xiàn)在拐點之后，從而導致流量和出口壓力急劇變化[3]。

圖2 典型齒輪泵特性

下面以某齒輪泵為例進行計算和分析，泵入口壓力為-5 kPa，泵額定出口壓力按450 kPa，齒輪主要參數(shù)如下：齒數(shù)Z=11，法面壓力角αn=25°、法面模數(shù)mn=20mm，齒寬B=570 mm、節(jié)圓半徑R0=111 mm。

通過仿真分析，該型號齒輪泵出口壓力脈動仿真曲線見圖3。

圖3 某齒輪泵出口壓力脈動仿真曲線

從圖3可以看出，該型號齒輪泵出口壓力主要在390 kPa至480 kPa之間呈一定規(guī)律地波動，流量脈動對齒輪泵出口壓力有較大影響，壓力波動范圍達90 kPa左右。

為得到泵出口流量和壓力的關(guān)系,對該型號泵進行的三次試驗測得出口流量和壓力關(guān)系曲線見圖4。

圖4 某型號齒輪泵出口流量與壓力試驗曲線

從圖4可以看出，隨著泵出口壓力的增加，泵的流量呈下降的趨勢，但下降幅度很小，基本呈線性關(guān)系，與理論曲線相符。試驗還測得了ΔP與ΔQ的關(guān)系。

由式(2)計算得到該齒輪泵流量脈動率為δ0=0.185，根據(jù)圖4測得的ΔP與ΔQ的關(guān)系，取三次試驗數(shù)據(jù)中較大的一組，結(jié)合式(4)可得到出口壓力波動率約為0.176。泵出口壓力按450 kPa，則壓力波動范圍為79 kPa，比仿真分析得到的波動范圍90 kPa稍小，主要是實際試驗過程中泵存在間隙、排氣孔等泄漏，減弱了對出口壓力的影響，因此，該偏差在允許范圍內(nèi)。

為評估齒輪泵的自吸性能和臨界拐點，通過仿真分析來驗證。入口壓力取為-40 kPa，出口壓力按接近臨界拐點，并考慮出口壓力按向下波動一定幅度，出口壓力取為320 kPa，計算得出壓力云圖見圖5。

圖5 某齒輪泵壓力云圖

由圖5可知，低壓區(qū)域除了與進口腔室連通的部分外，并未擴散到其他的齒谷中，從吸入口到排油口的齒谷壓力分布有序，高低壓區(qū)域明顯，沒有大面積的氣泡區(qū)域，因此可以確定在目前齒輪泵進出口壓力參數(shù)(出口高于320 kPa，入口壓力高于-40 kPa)下，流量脈動不會引起入口壓力低于齒輪泵特性的臨界拐點，不會造成嚴重的氣蝕，從而引起出口流量、壓力的急劇變化。

4 流量脈動對齒輪泵出口止回閥設(shè)計的影響

齒輪泵出口設(shè)置止回閥，其閥瓣需要靠泵出口流體產(chǎn)生的液動力頂開，流量脈動會造成液動力脈動，若液動力最小值不足以將止回閥閥瓣頂至全開位置，則流量脈動將使止回閥閥瓣來回晃動，出現(xiàn)頻繁閉合開啟過程，會導致主油泵排油波動，進而導致主油泵出口壓力波動，同時閥瓣來回晃動會產(chǎn)生金屬碰撞等異音和振動。泵出口止回閥一般采用旋啟式，水平布置，其受力如圖6，要保證閥門始終處于全開狀態(tài)需滿足如下關(guān)系：

圖6 止回閥受力示意圖

R·Fa>L·G

(5)

式中，R為閥瓣中心的旋轉(zhuǎn)半徑；Fa為介質(zhì)作用在閥瓣上的分力，F(xiàn)a=Fcosα；F為介質(zhì)作用在閥瓣上的力；α為閥門全開時的角度；G為閥瓣重力；L為閥瓣重心與旋轉(zhuǎn)重心的水平距離。

參考蝶閥閥瓣上的動水作用力公式[4]有：

(6)

式中，g為重力加速度，9 810 mm/s2；H為計算升壓在內(nèi)的最大靜水頭，10 000(PN+ΔP)mm；D為密封面內(nèi)徑，mm；λα為開度為α角時動水力系數(shù)；ξα為開度為α角時的流阻系數(shù)；ξ0為全開時的流阻系數(shù)；v為介質(zhì)流速 mm/s。

當閥門全開時，有ξα=ξ0，則式(6)可以簡化為：

F=λαD2v2

(7)

由式(3)(5)(7)可得：

(8)

式中，A為管道截面積mm2；D為閥門密封面內(nèi)徑mm；λα為開度為α角時動水力系數(shù)；n為齒輪泵轉(zhuǎn)速，r/s；Vmin為齒輪泵最小瞬時排量，由式(3)計算。

因此，止回閥閥瓣的重量設(shè)計尤為重要，其重力必須滿足式(8)要求，即止回閥閥瓣的重量必須小于流量脈動的最小值所產(chǎn)生的液壓力，才能保證閥瓣在流量脈動時不來回晃動，而一直保持全開狀態(tài)，不會出現(xiàn)頻繁閉合開啟，從而導致油壓波動幅度變大和異音的產(chǎn)生。

5 降低流量脈動影響的措施

流量脈動是齒輪泵固有特性，在齒輪泵系統(tǒng)中不可避免地會引起一定程度的油壓波動，對系統(tǒng)運行產(chǎn)生不利影響，應(yīng)采取必要措施降低其影響，通過前述分析可以采取的主要方法如下：

1)增大齒輪泵的流量。對于油系統(tǒng)而言，在齒輪泵設(shè)計或選型時，保證其脈動過程中的最小流量滿足系統(tǒng)所需并有一定裕量，使流量脈動在高位進行，通過系統(tǒng)配置的壓力(溢流)調(diào)節(jié)閥對壓力進行調(diào)節(jié)整定，可降低流量脈動對系統(tǒng)油壓波動的影響，確保系統(tǒng)壓力穩(wěn)定。

2)提高齒輪泵進出口參數(shù)。通過工程實踐，提高泵進口壓力可以保證吸油充分，遠離齒輪泵特性的拐點；提高出口壓力有利于減小流量脈動對油壓波動的影響。

3)降低系統(tǒng)配套設(shè)備對流量脈動的放大作用。系統(tǒng)配套設(shè)備對流量脈動會有放大或減弱的作用，因此，在系統(tǒng)設(shè)計過程中應(yīng)使配套設(shè)備盡量減弱流量脈動的影響，而不起放大作用，如出口止回閥閥瓣應(yīng)滿足能被最小流量產(chǎn)生的液動力頂至全開，系統(tǒng)溢流設(shè)備應(yīng)能及時進行流量和壓力調(diào)整等。

4)設(shè)置流量補償。流量脈動主要是流量時大時小不穩(wěn)定造成，可以通過在系統(tǒng)中配置蓄能器、補償泵等方式對其進行流量補償，從而保證流量穩(wěn)定。

6 結(jié) 語

齒輪泵流量脈動不可避免地會對油系統(tǒng)產(chǎn)生不利影響，在系統(tǒng)設(shè)計時必須充分考慮設(shè)計參數(shù)和配套設(shè)備要求，特別是齒輪泵流量和入口、出口壓力參數(shù)不能低于最小要求，系統(tǒng)配套設(shè)備應(yīng)盡可能降低流量脈動影響，以盡量減小齒輪泵流量脈動對汽輪機潤滑油系統(tǒng)油壓波動的影響，確保系統(tǒng)和設(shè)備安全、穩(wěn)定、可靠地運行。