橢圓滑動(dòng)軸承油膜厚度對(duì)汽輪機(jī)振動(dòng)的影響

張艾萍， 謝媚娜， 林圣強(qiáng)

（東北電力大學(xué) 能源與動(dòng)力工程學(xué)院，吉林132012）

大型發(fā)電廠已基本不用圓柱軸承，更廣泛應(yīng)用的是橢圓滑動(dòng)軸承和三油楔軸承.在研究軸承方面，主要通過求解Reynolds方程來計(jì)算軸承油膜壓力［1－3］，但在應(yīng)用 Reynolds方程求解軸承油膜特性時(shí)忽略了很多因素，如為計(jì)算方便略去了慣性項(xiàng)，質(zhì)點(diǎn)的運(yùn)動(dòng)方程就變?yōu)閴毫?xiàng)和黏性項(xiàng)的平衡方程；用2個(gè)楔形的平板代替軸承和軸頸；用平板平移速度代替汽輪機(jī)軸頸的轉(zhuǎn)動(dòng)速度；潤滑油流動(dòng)狀油膜中不存在渦流和湍流.因此，現(xiàn)在很多學(xué)者基于CFD直接求解N－S方程的方法來研究軸承油膜特性，模擬結(jié)果表明：利用CFD計(jì)算軸承油膜壓力特性能更真實(shí)地反映實(shí)際運(yùn)行中的油膜特性［4－7］，但很少有學(xué)者利用CFD研究油膜壓力特性對(duì)汽輪機(jī)軸承振動(dòng)的影響，且有關(guān)橢圓滑動(dòng)軸承的研究很少［8］.

筆者應(yīng)用Ansys軟件分析了油膜厚度對(duì)汽輪機(jī)振動(dòng)的影響，并對(duì)橢圓滑動(dòng)軸承的結(jié)構(gòu)場(chǎng)和流場(chǎng)進(jìn)行了流－固耦合計(jì)算.

1 數(shù)值計(jì)算模型

1.1 湍流模型

計(jì)算所選取的湍流模型為SST k－ω（Shear Stress Transport，即剪切應(yīng)力傳遞）模型.該模型可以考慮到滑動(dòng)軸承潤滑油不可忽略的剪切應(yīng)力，比RNGk－ε模型和k－ε模型更精確，且有很好的穩(wěn)定性和收斂性.SSTk－ω模型對(duì)ω方程中的交叉擴(kuò)散和湍流黏性公式進(jìn)行了改進(jìn)，能很好地計(jì)算湍流剪切應(yīng)力的影響和傳播，從而更加廣泛地應(yīng)用在要求高精度的流動(dòng)計(jì)算中.SST k－ω模型的優(yōu)點(diǎn)在于其可以精確預(yù)測(cè)流動(dòng)的開始和負(fù)壓梯度下流動(dòng)的脫離，且不會(huì)對(duì)渦流黏度造成過度預(yù)測(cè).

1.2 靜力學(xué)分析

在靜力學(xué)分析方面，Ansys線性靜力學(xué)分析是由經(jīng)典動(dòng)力學(xué)振動(dòng)理論方程簡化而來的.經(jīng)典動(dòng)力學(xué)振動(dòng)理論方程為

式中：M為質(zhì)量矩陣；C為阻尼矩陣；K為剛度矩陣；F（t）為引起強(qiáng)迫振動(dòng)的矢量力；x為位移矢量［9］.

假設(shè)所加載荷和慣性力（包括質(zhì)量和阻尼）不隨時(shí)間變化，只考慮靜力學(xué)分析，則所有與時(shí)間相關(guān)的選項(xiàng)都被忽略，至于非線性和動(dòng)力學(xué)分析將在后面的研究中展開，所以靜力學(xué)方程為

式中：K矩陣必須是連續(xù)性的；F是不隨時(shí)間變化的載荷.

1.3 物理模型

計(jì)算選用橢圓滑動(dòng)軸承的物理模型見圖1，橢圓滑動(dòng)軸承的設(shè)計(jì)參數(shù)為：軸頸直徑D＝50mm，軸承的寬徑比B＝0.8，偏心率e＝5%，轉(zhuǎn)子轉(zhuǎn)速n＝3 000r／min，潤滑油密度為870kg／m3，潤滑油的動(dòng)力黏度η＝0.018 5Pa·s.根據(jù)常用的間隙比和偏心率來確定最小油膜厚度，建立三維模型.為了最大程度減小壓力進(jìn)油口對(duì)油膜的影響，壓力進(jìn)油口開在最大油膜厚度處，其直徑為5mm.利用三維軟件UG建立不同軸承油膜厚度模型，并導(dǎo)入icem CFD里劃分非結(jié)構(gòu)網(wǎng)格，在最小油膜厚度區(qū)域進(jìn)行網(wǎng)格局部加密，以保證流場(chǎng)變化劇烈區(qū)域計(jì)算結(jié)果的精確性，根據(jù)面輪廓線方法生成網(wǎng)格.最后檢查網(wǎng)格質(zhì)量，光順網(wǎng)格，略去不合格網(wǎng)格，重新生成網(wǎng)格，這樣就在狹小流道內(nèi)生成了合理網(wǎng)格，網(wǎng)格總數(shù)為3×105～4×105，最小網(wǎng)格長度為0.005mm，最大網(wǎng)格長度為0.01mm，網(wǎng)格結(jié)構(gòu)見圖2.

圖1 橢圓滑動(dòng)軸承的示意圖和物理模型Fig.1 Schematic diagram and physical model of the elliptic sliding bearing calculated

圖2 三油楔滑動(dòng)軸承和橢圓滑動(dòng)軸承的網(wǎng)格結(jié)構(gòu)圖Fig.2 Grid structure of the three－lobe bearing and elliptic sliding bearing

2 橢圓滑動(dòng)軸承油膜壓力特性的數(shù)值計(jì)算

利用CFX軟件計(jì)算橢圓滑動(dòng)軸承油膜壓力特性，其基本設(shè)置為：潤滑油密度為870kg／m3，汽輪機(jī)轉(zhuǎn)子轉(zhuǎn)速n＝3 000r／min，動(dòng)力黏度η＝0.018 5 Pa·s，軸承進(jìn)口油壓力為0.2MPa，出口設(shè)置為自然出口（opening），湍流設(shè)置為SSTk－ω 模型，選擇熱量方程（Thermal Energy）傳熱模型.計(jì)算結(jié)果見圖3.

圖3 橢圓滑動(dòng)軸承油膜厚度對(duì)油膜壓力特性的影響Fig.3 Effect of oil film thickness of elliptic sliding bearing on the oil film pressure distribution

橢圓滑動(dòng)軸承有2個(gè)油楔，為方便介紹把主要承載區(qū)叫做第一油楔，把另一個(gè)油楔叫做第二油楔.第一油楔承載油膜比較小，屬于主要的承載區(qū)，形成的油膜窄，但壓力梯度大.第二油楔形成的油膜寬，但壓力梯度小，潤滑油擠壓程度小，承載能力小.從圖3可以看出，油膜厚度大（如油膜厚度為0.08 mm）時(shí)，第二油楔負(fù)壓區(qū)的負(fù)壓值大于第一油楔的負(fù)壓值，第二油楔油膜承載能力超過第一油楔；油膜厚度小（如油膜厚度為0.05mm）時(shí)，第一油楔的油膜開始發(fā)生變形，承載油膜太短，而第二油楔油膜承載能力大幅度降低，導(dǎo)致不能形成油楔.可見不同的油膜厚度對(duì)機(jī)組旋轉(zhuǎn)機(jī)械的影響很大.

國內(nèi)學(xué)者現(xiàn)在還不能準(zhǔn)確給出橢圓滑動(dòng)軸承油膜力的三維解，但利用Reynolds方程求解圓柱軸承油膜力的三維解已經(jīng)很成熟.將SSTk－ω求解所得的壓力分布（模擬值）與文獻(xiàn)［2］運(yùn)用Reynolds方程非線性求解圓柱軸承壓力特性的計(jì)算結(jié)果（理論值）進(jìn)行比較，如圖4所示.在相同模擬條件下，模擬所得圓柱軸承油膜壓力值與理論值相似，而且模擬所得的最佳橢圓度與實(shí)際汽輪機(jī)運(yùn)行中的最佳橢圓度一致［10］.

圖4 模擬所得圓柱軸承油膜壓力值與理論值的比較Fig.4 Comparison of oil film pressure between simulated results and theoretical data for cylindrical sliding bearing

3 油膜厚度對(duì)汽輪機(jī)振動(dòng)的影響

利用Ansys軟件分析橢圓滑動(dòng)軸承油膜厚度對(duì)汽輪機(jī)振動(dòng)的影響，將前面應(yīng)用CFD軟件計(jì)算得到的不同油膜厚度下橢圓滑動(dòng)軸承的油膜壓力分布導(dǎo)入Mechanical模塊，分析不同油膜厚度下的油膜特性及軸承的振動(dòng)幅值，實(shí)現(xiàn)多物理場(chǎng)耦合分析.

橢圓滑動(dòng)軸承油膜厚度對(duì)汽輪機(jī)振動(dòng)的影響如圖5和圖6所示.由圖5可知，油膜厚度越薄，軸承左邊油楔（主承載區(qū)）承載能力越大，振動(dòng)幅值也越大，承載區(qū)也就越危險(xiǎn).相反，油膜厚度越厚，另一邊的油楔逐漸開始承載，振動(dòng)會(huì)加強(qiáng).從圖6的振動(dòng)變化曲線可知，在橢圓滑動(dòng)軸承運(yùn)行中，油膜厚度太薄或者太厚都會(huì)使汽輪機(jī)轉(zhuǎn)子振動(dòng)加強(qiáng)，且不利于軸瓦的安全運(yùn)行.由圖5可知，油膜厚度增大過程中，振動(dòng)幅值最大區(qū)域也發(fā)生變化，當(dāng)油膜厚度為0.01 mm時(shí)，振動(dòng)幅值最大區(qū)域在主承載區(qū)域，而油膜厚度增大過程中，振動(dòng)幅值先開始減小，而后幅值最大區(qū)域發(fā)生在另一個(gè)油楔區(qū)域.在油膜厚度增大過程中，振動(dòng)幅值會(huì)出現(xiàn)最小值，但此時(shí)的油膜壓力不穩(wěn)定，容易失穩(wěn)，沒有較好的穩(wěn)定性來抗干擾.所以，合理的油膜厚度是轉(zhuǎn)子穩(wěn)定運(yùn)行的關(guān)鍵，合理的油膜厚度可以使振動(dòng)幅值在一定范圍內(nèi)變化，且油膜壓力穩(wěn)定，轉(zhuǎn)子運(yùn)行處于最佳狀態(tài).結(jié)合圖6可知，橢圓滑動(dòng)軸承油膜厚度為0.06～0.07mm時(shí)，轉(zhuǎn)子將處于最佳狀態(tài)運(yùn)行，此時(shí)，兩橢圓滑動(dòng)軸承油楔的油膜壓力穩(wěn)定性高，振動(dòng)幅值也小.

圖7給出了圓柱軸承油膜厚度對(duì)汽輪機(jī)振動(dòng)的影響.比較橢圓滑動(dòng)軸承和圓柱軸承油膜厚度對(duì)汽輪機(jī)振動(dòng)的影響曲線可知，在橢圓滑動(dòng)軸承具有雙油楔的情況下，橢圓滑動(dòng)軸承比圓柱軸承更能有效地控制機(jī)組振動(dòng)的幅值，抗干擾能力更強(qiáng).在相同油膜厚度下，橢圓滑動(dòng)軸承的振動(dòng)幅值比圓柱軸承小很多，更能確保轉(zhuǎn)子運(yùn)行的穩(wěn)定性.

模擬結(jié)果與文獻(xiàn)［5］中結(jié)果相似，文獻(xiàn)［5］中七臺(tái)河電廠1號(hào)機(jī)組因油膜厚度厚，振動(dòng)幅值超過允許值，而經(jīng)調(diào)整油膜厚度后，軸承的振動(dòng)幅值迅速恢復(fù)到允許范圍內(nèi)，汽輪機(jī)振動(dòng)平穩(wěn).分析其原因?yàn)椋河湍ず穸仍龃蟮揭欢ㄖ岛?，油膜的切向力增大而阻尼力減小，切向力所做的正功大于阻尼力所做的負(fù)功，導(dǎo)致油膜失穩(wěn)，而油膜厚度減小到一定值時(shí)，由于油膜阻尼力所做的負(fù)功大于切向力所做的正功，使得油膜不容易產(chǎn)生失穩(wěn)現(xiàn)象.

圖5 橢圓滑動(dòng)軸承油膜厚度對(duì)汽輪機(jī)振動(dòng)的影響Fig.5 Effect of oil film thickness of elliptical sliding bearing on the steam turbine vibration

圖6 橢圓滑動(dòng)軸承油膜厚度對(duì)汽輪機(jī)振動(dòng)幅值的影響Fig.6 Effect of oil film thickness of elliptic sliding bearing on the steam turbine vibration

圖7 圓柱軸承油膜厚度對(duì)汽輪機(jī)振動(dòng)幅值的影響Fig.7 Effect of oil film thickness of cylindrical bearing on the steam turbine vibration

4 結(jié) 論

（1）合理的油膜厚度使橢圓滑動(dòng)軸承油膜壓力穩(wěn)定，且振動(dòng)幅值在允許范圍內(nèi).

（2）在相同運(yùn)行條件下，橢圓滑動(dòng)軸承比圓柱軸承更具有定心的能力，使得其軸承振動(dòng)幅值小于圓柱軸承振動(dòng)幅值.

（3）油膜厚度太大是造成油膜失穩(wěn)的主要原因，只有油膜厚度合理，才能保證汽輪機(jī)安全和穩(wěn)定運(yùn)行.

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