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摘要：主油泵推力瓦工作面和非工作面多次损坏，本文主要对轴向推力产生的原因及大小进行全面得分析，对轴瓦所需的进油量和实际的供油量进行校核，以期找到问题的根结。
关键词：主油泵 轴向推力 润滑油量
中图分类号：F204 文献标识码：A 文章编号：1009-914X（2013）32-640-01
#3机自投运后第一次大修以来频繁出现主油泵推力瓦磨损显现，虽仅多方改进但收获不大，现虽在非工作面运行稳定但解体检查时仍发现有磨损现象，不安全现象并未消除。为使机组能够安全稳定的运行，现对主油泵推力瓦磨损的原因进行全面的分析，寻求一种安全的解决办法。
一.设备简介
主油泵由高压转子通过齿轮联轴器直接带动，位于前轴承箱内，其形式为双吸离心泵，叶轮外径Φ415mm，射油器出口压力0.196MPa，出口压力为1.96MPa。容量每分钟8m3，最大流量时工率消耗418kw。推力瓦为直径Φ100mm带推力的径向滑动轴承。油泵前后口环处设置浮动密封环，叶轮前后盖板面积差为10.5cm2，造成向后设计推力为208.5kg。侧隙 0.1mm顶隙0.18—0.20mm ，双向推力，靠扩建端侧为主推面。径向瓦为直径Φ80mm，侧隙 0.08mm顶隙0.16—0.18mm进油口直径Φ6mm ，不带推力。
二. 受力及损坏原因分析
1.主油泵运行时产生外力的原因后有两个，一个是主油泵自身的设计推力，另外一个是由齿式联轴器内外齿咬合产生的。齿式联轴器虽可补偿两轴线的相对位移，减少轴和轴承上的附加载荷，但是由于可移式元件相对滑动时产生的摩擦和制造误差，还会产生附加的轴向力和径向力，其值于两轴线的相对位移，滑动元件的结构、两齿轮的中线距离、滑动速度及滑动条件等有关，两轴线相对位移过大时，附加载荷剧增，联轴器条件恶化。
1）油泵本身设计推力核算
油泵本身虽为双吸油泵但是由于本身有两侧面积差产生了两个轴向推力，一个轴向推力是设计的轴向推力，另一个是工质吸入油泵后改变方向产生的反作用力，经计算由于两边的面积差产生的轴向推力小于1kg可忽略不计。
密封环处压力：P=ρg[p2/ρg-ω2/ρg（r22-r2）-p1/ρg]=16.8kg/cm2
由于两边10.5 cm2面积差造成的推力为：176.4kg=1728.72 N。
2）联轴器产生的推力核算
油泵除泵本身设计推力外还有联轴器产生的推力，如联轴器的两轴线同心且没有角位移联轴器本身只传遞扭矩并不产生轴向力，其大小在润滑条件一定的情况下，主要影响因素时径向位移和角位移的大小。
联轴器产生的最大轴向力：Fa =μTc/Dcosα（N）=1876.146 N
μ—摩擦系数，一般取0.15～0.3（考虑到实际状态与理想状态的区别系数一般取大值）；α-齿轮的压力角，α=200。TC= M传递力矩。
2.径向力计算
有三种外因可产生径向力：①由于联轴器可移式元件相对滑动时产生的摩擦和制造误差，还会产生附加的径向力；②叶轮本身产生的径向力；③泵本身自重产生的径向力
1）由于联轴器产生的径向力其值于两轴线的相对位移，滑动速度及滑动条件等有关。
可产生的最大径向力：Fr =（0.28～0.37）Tc/l=628kg
2）泵在变工况运行时，叶轮周围液体的速度和压力变成非均匀分布，这是在叶轮上就产生一个径向力，经验公式估算：F=0.36（1-qv2/ qvd2）HB2D2gρ，由于这个径向力只发生在变负荷时且流量变化各异，在流量计算是给予适当的考虑不作详细计算。
3）叶轮本身的自重约60kg。最大径向力为：628+60= 688 kg
注：非推力面2按12块瓦计算
3.总用油量计算。
由以上计算可得出：
1）推力瓦径向部分及径向瓦用油量Q径=6.3L/min
2）推力瓦推力面及非推力面用油量Q推=21.7 L/min
3）推力瓦推力所需的油量25.3 L/min
4）主油泵轴瓦总用油量Q=Q推+Q推=28 L/min
根据润滑油的设计流速2m/s计算：
1）主油泵润滑油供油母管直径17.24mm。
2）主油泵推力瓦供油管直径16.39mm。
3）主油泵径向瓦供油管直径5.35mm。
三、改造方案
根据计算主油泵推力瓦供油管路通径严重不足，是导致推力瓦烧毁的主要原因。主油泵的润滑油压和泵入口的油压接近，应适当增加润滑油压力，以保证推力瓦非推力面得到充足的润滑油。
结论：1）增加主油泵润滑油母管及支管通径，主要是推力瓦侧。
2）增加润滑油入口压力，可采用小型射油器。
3）增加推力瓦非推面的瓦块数量（详见表非推力面2）。
4）使推力盘尽量工作在工作侧。
1.晁建荣（1963-）硕士 职称：工程师 陕西新元洁能有限公司，陕西 府谷 719404；
2.彭伟（1970-）硕士 职称：讲师 内蒙古工业大学，内蒙古 呼和浩特 0100102。
参考文献：
1.《火力发电技术手册》第二卷中国动力工程学会主编。
2.《.工程流体力学》。
3.上海汽轮机厂300MW机组说明书。
关键词：主油泵 轴向推力 润滑油量
中图分类号：F204 文献标识码：A 文章编号：1009-914X（2013）32-640-01
#3机自投运后第一次大修以来频繁出现主油泵推力瓦磨损显现，虽仅多方改进但收获不大，现虽在非工作面运行稳定但解体检查时仍发现有磨损现象，不安全现象并未消除。为使机组能够安全稳定的运行，现对主油泵推力瓦磨损的原因进行全面的分析，寻求一种安全的解决办法。
一.设备简介
主油泵由高压转子通过齿轮联轴器直接带动，位于前轴承箱内，其形式为双吸离心泵，叶轮外径Φ415mm，射油器出口压力0.196MPa，出口压力为1.96MPa。容量每分钟8m3，最大流量时工率消耗418kw。推力瓦为直径Φ100mm带推力的径向滑动轴承。油泵前后口环处设置浮动密封环，叶轮前后盖板面积差为10.5cm2，造成向后设计推力为208.5kg。侧隙 0.1mm顶隙0.18—0.20mm ，双向推力，靠扩建端侧为主推面。径向瓦为直径Φ80mm，侧隙 0.08mm顶隙0.16—0.18mm进油口直径Φ6mm ，不带推力。
二. 受力及损坏原因分析
1.主油泵运行时产生外力的原因后有两个，一个是主油泵自身的设计推力，另外一个是由齿式联轴器内外齿咬合产生的。齿式联轴器虽可补偿两轴线的相对位移，减少轴和轴承上的附加载荷，但是由于可移式元件相对滑动时产生的摩擦和制造误差，还会产生附加的轴向力和径向力，其值于两轴线的相对位移，滑动元件的结构、两齿轮的中线距离、滑动速度及滑动条件等有关，两轴线相对位移过大时，附加载荷剧增，联轴器条件恶化。
1）油泵本身设计推力核算
油泵本身虽为双吸油泵但是由于本身有两侧面积差产生了两个轴向推力，一个轴向推力是设计的轴向推力，另一个是工质吸入油泵后改变方向产生的反作用力，经计算由于两边的面积差产生的轴向推力小于1kg可忽略不计。
密封环处压力：P=ρg[p2/ρg-ω2/ρg（r22-r2）-p1/ρg]=16.8kg/cm2
由于两边10.5 cm2面积差造成的推力为：176.4kg=1728.72 N。
2）联轴器产生的推力核算
油泵除泵本身设计推力外还有联轴器产生的推力，如联轴器的两轴线同心且没有角位移联轴器本身只传遞扭矩并不产生轴向力，其大小在润滑条件一定的情况下，主要影响因素时径向位移和角位移的大小。
联轴器产生的最大轴向力：Fa =μTc/Dcosα（N）=1876.146 N
μ—摩擦系数，一般取0.15～0.3（考虑到实际状态与理想状态的区别系数一般取大值）；α-齿轮的压力角，α=200。TC= M传递力矩。
2.径向力计算
有三种外因可产生径向力：①由于联轴器可移式元件相对滑动时产生的摩擦和制造误差，还会产生附加的径向力；②叶轮本身产生的径向力；③泵本身自重产生的径向力
1）由于联轴器产生的径向力其值于两轴线的相对位移，滑动速度及滑动条件等有关。
可产生的最大径向力：Fr =（0.28～0.37）Tc/l=628kg
2）泵在变工况运行时，叶轮周围液体的速度和压力变成非均匀分布，这是在叶轮上就产生一个径向力，经验公式估算：F=0.36（1-qv2/ qvd2）HB2D2gρ，由于这个径向力只发生在变负荷时且流量变化各异，在流量计算是给予适当的考虑不作详细计算。
3）叶轮本身的自重约60kg。最大径向力为：628+60= 688 kg
注：非推力面2按12块瓦计算
3.总用油量计算。
由以上计算可得出：
1）推力瓦径向部分及径向瓦用油量Q径=6.3L/min
2）推力瓦推力面及非推力面用油量Q推=21.7 L/min
3）推力瓦推力所需的油量25.3 L/min
4）主油泵轴瓦总用油量Q=Q推+Q推=28 L/min
根据润滑油的设计流速2m/s计算：
1）主油泵润滑油供油母管直径17.24mm。
2）主油泵推力瓦供油管直径16.39mm。
3）主油泵径向瓦供油管直径5.35mm。
三、改造方案
根据计算主油泵推力瓦供油管路通径严重不足，是导致推力瓦烧毁的主要原因。主油泵的润滑油压和泵入口的油压接近，应适当增加润滑油压力，以保证推力瓦非推力面得到充足的润滑油。
结论：1）增加主油泵润滑油母管及支管通径，主要是推力瓦侧。
2）增加润滑油入口压力，可采用小型射油器。
3）增加推力瓦非推面的瓦块数量（详见表非推力面2）。
4）使推力盘尽量工作在工作侧。
1.晁建荣（1963-）硕士 职称：工程师 陕西新元洁能有限公司，陕西 府谷 719404；
2.彭伟（1970-）硕士 职称：讲师 内蒙古工业大学，内蒙古 呼和浩特 0100102。
参考文献：
1.《火力发电技术手册》第二卷中国动力工程学会主编。
2.《.工程流体力学》。
3.上海汽轮机厂300MW机组说明书。