吳明哲 孫德臣 王曉冬

1.東北大學(xué)機(jī)械工程與自動(dòng)化學(xué)院，沈陽(yáng)，1108192. 沈陽(yáng)鼓風(fēng)機(jī)集團(tuán)核電泵業(yè)有限公司，沈陽(yáng)，110869

核電站低壓安注泵軸-散熱器-軸承系統(tǒng)的熱平衡分析

吳明哲1孫德臣2王曉冬1

1.東北大學(xué)機(jī)械工程與自動(dòng)化學(xué)院，沈陽(yáng)，1108192. 沈陽(yáng)鼓風(fēng)機(jī)集團(tuán)核電泵業(yè)有限公司，沈陽(yáng)，110869

為保證核泵軸承安全可靠地工作，泵轉(zhuǎn)子與軸承之間的轉(zhuǎn)軸上設(shè)置有散熱器，以降低軸承的工作溫度。采用局部熱平衡計(jì)算方法，建立了核泵軸-散熱器-軸承系統(tǒng)的熱計(jì)算模型。采用VC語(yǔ)言編制了計(jì)算程序，對(duì)軸-散熱器-軸承系統(tǒng)進(jìn)行了熱平衡計(jì)算，獲得了溫度沿轉(zhuǎn)軸的分布，分析了散熱器結(jié)構(gòu)對(duì)軸承工作溫度的影響。計(jì)算結(jié)果表明，在軸-散熱器-軸承系統(tǒng)中，散熱器對(duì)軸向傳熱量影響較大，但設(shè)置軸上的散熱器對(duì)軸承工作區(qū)溫度下降不顯著。為更大程度地降低軸承工作溫度、提高可靠性，還需要強(qiáng)化電機(jī)支架的換熱能力，通過(guò)強(qiáng)制風(fēng)冷來(lái)實(shí)現(xiàn)降溫。

泵；軸-散熱器-軸承系統(tǒng)；熱平衡模型；溫度分布

0 引言

核電站冷卻水循環(huán)泵軸承是泵軸轉(zhuǎn)動(dòng)的支撐部件，泵在高溫環(huán)境下工作時(shí)，軸承受到的沿泵軸與支架傳遞的熱負(fù)載很大，這會(huì)縮短軸承使用壽命，也會(huì)降低泵軸系統(tǒng)的工作可靠性和穩(wěn)定性[1]。為了降低軸承的溫度和保證軸承的安全工作，需要配套使用冷卻設(shè)施。散熱器是一種常用的冷卻設(shè)施，它可以方便地改變散熱片數(shù)量來(lái)控制冷卻效果。目前，傳熱計(jì)算一般可分為以下幾種方法：數(shù)學(xué)分析法、積分近似解法、對(duì)比方法、數(shù)值模擬方法(有限差分法、有限元法、有限體積法)[2-4]，以及實(shí)驗(yàn)方法。本文以1000 MW核電機(jī)組低壓安注泵(核二級(jí)泵)為原型，結(jié)合核泵結(jié)構(gòu)實(shí)際，在泵體和軸承之間設(shè)置圓翼形散熱器，與轉(zhuǎn)軸同步旋轉(zhuǎn)，構(gòu)成軸-散熱器-軸承-電機(jī)支架耦合散熱系統(tǒng)。為評(píng)估散熱效果，建立了連接式局部熱平衡模型，用以計(jì)算轉(zhuǎn)軸與軸承間的溫度分布，確定散熱片數(shù)量對(duì)軸承溫度的影響。

1 熱平衡計(jì)算模型

1.1 軸-散熱器-軸承系統(tǒng)的熱環(huán)境

本文所涉核泵軸-散熱器-軸承-電機(jī)支架散熱系統(tǒng)的熱環(huán)境如圖1所示。其中T表示溫度；Q表示熱量。泵腔(工作室)內(nèi)高溫液體將熱量沿轉(zhuǎn)軸和電機(jī)支架向軸承傳遞，同時(shí)軸承工作又有熱量產(chǎn)生，該系統(tǒng)是典型的傳熱-散熱-發(fā)熱系統(tǒng)。軸承溫度由軸上設(shè)置的散熱器和電機(jī)支架肋片的散熱共同決定。

為考察散熱器對(duì)軸承溫度的影響，需同時(shí)考慮散熱片和支架肋片兩種散熱通道的作用效果。為此，本文采用局部熱平衡計(jì)算方法，建立核泵散熱系統(tǒng)的熱平衡模型。

1.2 計(jì)算模型

軸系統(tǒng)傳熱模型如圖2所示。將軸系統(tǒng)分為n段，熱量傳遞包括高溫液體沿軸向熱傳導(dǎo)，軸、散熱片與環(huán)境間的熱對(duì)流和熱輻射，軸承向軸側(cè)和電機(jī)支架的熱傳導(dǎo)，電機(jī)支架與環(huán)境的熱交換等。其中，第i段為散熱片設(shè)置段，第p段為軸承設(shè)置段。

當(dāng)處于熱平衡狀態(tài)時(shí)，軸系統(tǒng)的局部熱平衡計(jì)算模型可表示如下：

(1)

熱傳導(dǎo)熱量QD、熱對(duì)流熱量Qd、熱輻射熱量QF，以及散熱片散熱量QS等計(jì)算公式見(jiàn)文獻(xiàn)[5]。

圖3 散熱器的熱回路Fig.3 Thermal loop of a radiator

(2)

式中，Rs,d為散熱器板的導(dǎo)熱阻,K/W；Rs,A為散熱器尾翼的對(duì)流熱阻,K/W；Rs,t為散熱器尾翼的導(dǎo)熱阻,K/W。

熱阻的具體計(jì)算見(jiàn)文獻(xiàn)[7]。

(3)

式中，λi,j為材料導(dǎo)熱系數(shù)，W/(m·K)；Li,j為導(dǎo)熱長(zhǎng)度，m；Ai,j為導(dǎo)熱截面面積，m2。

圖4 熱通道之間的熱交換Fig.4 Heat transfer between the hot channel

2 軸-散熱器-軸承系統(tǒng)的熱計(jì)算

2.1 計(jì)算參數(shù)與軸承安全工作條件

核泵具體工作條件和計(jì)算參數(shù)如表1所示。以上節(jié)計(jì)算模型對(duì)設(shè)置有散熱器、軸承發(fā)熱內(nèi)熱源的軸-散熱器-軸承系統(tǒng)進(jìn)行熱平衡計(jì)算，將軸承處溫度是否低于100 ℃作為其工作安全性的判據(jù)。

表1 軸-散熱器-軸承系統(tǒng)熱平衡計(jì)算參數(shù)Tab.1 Parameters of the heat transport system

2.2 計(jì)算程序

基于上節(jié)建立的局部熱平衡計(jì)算模型，采用VC語(yǔ)言編寫軸-散熱器-軸承系統(tǒng)熱平衡的計(jì)算程序。計(jì)算流程見(jiàn)圖5，計(jì)算程序界面如圖6所示。圖5中，h為對(duì)流換熱系數(shù)；Tf為環(huán)境溫度；Tn為軸末端溫度；Δz為轉(zhuǎn)軸被分成N份后每段的長(zhǎng)度；QF為散熱量。

圖5 軸-散熱器-軸承的熱平衡計(jì)算流程圖Fig.5 Heat calculation diagram of a shaft-radiator-bearing system

圖6 軸-散熱器-軸承系統(tǒng)的熱計(jì)算軟件界面Fig.6 Interface of the shaft-radiator-bearing calculating system

2.3 計(jì)算模型的驗(yàn)證

采用已被證明的熱阻網(wǎng)絡(luò)法[9]對(duì)同一對(duì)象在相同計(jì)算條件下進(jìn)行熱平衡計(jì)算，通過(guò)比較兩種方法的計(jì)算結(jié)果，驗(yàn)證熱平衡計(jì)算模型的正確性，以確認(rèn)軸-散熱器-軸承系統(tǒng)溫度分布計(jì)算方法的可行性。

將軸-散熱器-軸承系統(tǒng)分成泵軸、軸承和支架三個(gè)部分，按照熱傳導(dǎo)、對(duì)流、熱流源以及熱邊界條件，構(gòu)建25個(gè)節(jié)點(diǎn)、49個(gè)支路的熱阻網(wǎng)絡(luò)，如圖7所示。根據(jù)熱阻網(wǎng)絡(luò)各支路熱阻參數(shù)，建立支路溫度向量、熱流量向量以及系數(shù)矩陣，通過(guò)MATLAB編程，計(jì)算熱阻網(wǎng)絡(luò)各節(jié)點(diǎn)的溫度。當(dāng)散熱片數(shù)量分別為2、4、6時(shí)，本文計(jì)算模型及熱阻網(wǎng)絡(luò)方法計(jì)算所得軸承中心處的溫度如表2所示。

圖7 熱阻網(wǎng)絡(luò)圖Fig.7 Thermal resistance network diagram

表2 不同計(jì)算方法得到的軸承中心處溫度Tab.2 The bearing temperature distribution

從表2中可知，本文提出的計(jì)算模型計(jì)算結(jié)果與熱阻網(wǎng)絡(luò)方法計(jì)算結(jié)果之間差別在2%以內(nèi)，并且可以克服熱阻網(wǎng)絡(luò)法網(wǎng)絡(luò)構(gòu)建及支路熱阻計(jì)算過(guò)程的繁雜性，更適合本文涉及的軸-散熱片-軸承等復(fù)雜系統(tǒng)的熱平衡計(jì)算與分析。

2.4 計(jì)算結(jié)果與分析

2.4.1 轉(zhuǎn)軸溫度分布

轉(zhuǎn)軸上未設(shè)置散熱片時(shí)軸-軸承系統(tǒng)軸向溫度分布，以及轉(zhuǎn)軸設(shè)置散熱片數(shù)量分別為2、4、6時(shí),軸-散熱器-軸承系統(tǒng)軸向溫度分布如圖8所示。其中，橫坐標(biāo)坐標(biāo)原點(diǎn)為高溫介質(zhì)液面對(duì)應(yīng)的轉(zhuǎn)軸位置，對(duì)應(yīng)溫度為160 ℃。

圖8 軸-散熱器-軸承系統(tǒng)的溫度分布Fig.8 Temperature of a shaft-radiator-bearing system

從圖8中可見(jiàn)，未設(shè)置散熱片時(shí)，軸系統(tǒng)從高溫介質(zhì)接觸處的160 ℃，沿軸向軸承方向逐漸減小，但最低溫度也在115 ℃之上，達(dá)不到軸承的安全工作溫度，需設(shè)置散熱片以進(jìn)一步降低軸承溫度。當(dāng)軸上設(shè)置散熱器時(shí)，軸系統(tǒng)的溫度分布發(fā)生較大變化。軸系統(tǒng)溫度隨散熱片數(shù)量的增加整體呈減小趨勢(shì)，在散熱片設(shè)置位置，因散熱器較強(qiáng)的散熱能力，出現(xiàn)溫度低谷。當(dāng)散熱片數(shù)量超過(guò)4之后，軸系統(tǒng)最低溫度低于100 ℃。相比未設(shè)散熱片時(shí)的情況，增加散熱片后軸承處的溫度有所降低。由于軸承本身的發(fā)熱，以及電機(jī)支架散熱能力不足，軸承處的溫度下降并不顯著。

2.4.2 軸承溫度分布

為更好地分析軸承處不同位置的溫度，將兩軸承內(nèi)圈、外圈和滾珠結(jié)構(gòu)細(xì)分,如圖9所示，在是否設(shè)置散熱器及不同散熱器片數(shù)條件下，軸承各部分溫度的計(jì)算結(jié)果如表3所示。

圖9 軸承結(jié)構(gòu)組成Fig.9 Distribution of the bearing system

表3 軸承系統(tǒng)的溫度分布Tab.3 Temperature distribution of the bearing system ℃

由表3中可見(jiàn)，軸承各部分溫度隨散射器片數(shù)的增加而下降，但散熱片數(shù)超過(guò)4后，溫度下降已經(jīng)不明顯。當(dāng)散熱片數(shù)為6時(shí)，軸承溫度最低降到112.62 ℃，還不能滿足安全工作要求。

對(duì)于靠近高溫介質(zhì)的軸承1，未設(shè)置散熱器時(shí)，軸承內(nèi)圈溫度高于外圈溫度，而設(shè)置散熱器后，軸承內(nèi)圈溫度低于外圈溫度，滾珠處溫度最高。說(shuō)明軸向傳遞的熱量經(jīng)散熱器得到有效散失。

對(duì)于遠(yuǎn)離熱介質(zhì)的軸承2，溫度低于軸承1對(duì)應(yīng)位置的溫度，但軸承2內(nèi)圈溫度始終高于外圈溫度，說(shuō)明外圈連接的電機(jī)支架的散熱能力較弱。為此，軸承要達(dá)到設(shè)計(jì)溫度要求，除增加軸上散熱器外，還需強(qiáng)化電機(jī)支架的換熱能力。

3 結(jié)論

(1)局部熱平衡計(jì)算方法與熱阻網(wǎng)絡(luò)法所得軸承溫度計(jì)算結(jié)果的差別在2%以內(nèi)，說(shuō)明該方法可以應(yīng)用于軸-散熱器-軸承等復(fù)雜系統(tǒng)中的傳熱分析計(jì)算中，獲得復(fù)雜系統(tǒng)局部溫度分布的細(xì)節(jié)。該方法的求解精度尚需實(shí)驗(yàn)的進(jìn)一步驗(yàn)證。

(2)轉(zhuǎn)軸上設(shè)有散熱器可以有效降低散熱器處轉(zhuǎn)軸溫度，軸承處的溫度隨著散熱器片數(shù)增加而下降，但散熱片增大到6時(shí)，軸承與軸的溫度下降已不顯著。

(3)電機(jī)支架散熱能力不足是單純?cè)O(shè)置散熱器仍達(dá)不到軸承設(shè)計(jì)溫度要求的主因。要使軸承有更大的溫度下降，可在轉(zhuǎn)軸上設(shè)置風(fēng)冷風(fēng)扇，以期通過(guò)強(qiáng)制對(duì)流冷卻來(lái)達(dá)到設(shè)計(jì)目標(biāo)。

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(編輯 袁興玲)

Heat Equilibrium Analyses of Shaft-radiator-bearing Systems on Circulating Cooling Water Pumps in Nuclear Power Plants

WU Mingzhe1SUN Dechen2WANG Xiaodong1

1.School of Mechanical Engineering & Automation, Northeastern University,Shenyang,110819 2.Shenyang Blower Works Group Nuclear Pump Corporation Limited, Shenyang,110869

To ensure the safety work of the bearings, the radiators were generally installed on the shafts between the circulating cooling water pump chambers and the bearings, which might reduce the working temperatures of the bearings. A heat calculation model of the shaft-radiator-bearing system was established using connected heat equilibrium calculation method herein. The heat equilibrium calculation on the shaft-bearing-radiator system was proceeded by home-made calculating program with VC language, and the temperature distribution along the axis was obtained. The influences of the radiator construction on the bearing’s operating temperature were analyzed. The calculating results show that, the heat transfer of the shaft-bearing-radiator system is affected greatly as the radiator setting on the shaft, and the reduction of bearing temperatures is only slightly. Other cooling methods should be adopted such as forced-air cooling mode to increase the heat transfer ability of the bearing bracket and further reduce the temperature at the bearing and increase the reliability of the pump.

pump; shaft-radiator-bearing system; heat equilibrium model; temperature distribution

2016-05-11

TB24

10.3969/j.issn.1004-132X.2017.07.005

吳明哲，男，1975年生。東北大學(xué)機(jī)械工程與自動(dòng)化學(xué)院訪問(wèn)學(xué)者。研究方向?yàn)榱黧w機(jī)械。孫德臣，男，1984年生。沈陽(yáng)鼓風(fēng)機(jī)集團(tuán)核電泵業(yè)有限公司工程師。王曉冬(通信作者)，男，1963年生。東北大學(xué)機(jī)械工程與自動(dòng)化學(xué)院教授、博士研究生導(dǎo)師。E-mail: xdwang@mail.neu.edu.cn。