大型重載滑動(dòng)軸承潤(rùn)滑特性的理論與試驗(yàn)研究

張帆，鐘海權(quán)，孫麗軍，陳路，袁小陽

（1.西安交通大學(xué)現(xiàn)代設(shè)計(jì)及轉(zhuǎn)子軸承系統(tǒng)教育部重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室，710049，西安；2.東方電機(jī)股份有限公司，618000，四川德陽）

核電、汽輪機(jī)、燃機(jī)等裝備不斷向高容量、大尺寸、重載荷方向發(fā)展，滑動(dòng)軸承作為其主要支撐部件工作在極端重載的工況下，如：哈爾濱汽輪機(jī)廠引進(jìn)的GE9FA燃?xì)廨啓C(jī)機(jī)組軸承直徑為558mm，比壓達(dá)到2.16MPa；東方電機(jī)股份有限公司某核電機(jī)組軸承直徑達(dá)到800mm，比壓達(dá)到2.63MPa；東方汽輪機(jī)有限公司正在研發(fā)的未來機(jī)組軸承比壓將達(dá)到3.2MPa。國(guó)內(nèi)某企業(yè)采用最新EPR三代核電技術(shù)研制的單機(jī)容量1 750MW級(jí)核電半速發(fā)電機(jī)，是目前世界上最大的核能發(fā)電機(jī)組，在進(jìn)行橢圓軸承支承試驗(yàn)時(shí)，由于其具有大直徑、重載等特點(diǎn)，所以必須對(duì)潤(rùn)滑特性和振動(dòng)性能進(jìn)行全面分析和評(píng)價(jià)。

用于軸承潤(rùn)滑性能研究的流體動(dòng)力潤(rùn)滑理論及軸承計(jì)算方法已經(jīng)成熟，但在處理實(shí)際問題時(shí)設(shè)計(jì)技術(shù)并不完備，特別是對(duì)于大型重載滑動(dòng)軸承，瓦面的熱彈變形顯著影響著軸承的性能。關(guān)于考慮熱彈效應(yīng)的大型推力軸承的研究較多［1－3］，但在徑向滑動(dòng)軸承方面還遠(yuǎn)遠(yuǎn)不足。朱均通過計(jì)入三維熱彈效應(yīng)對(duì)某300MW汽輪發(fā)電機(jī)組和水輪發(fā)電機(jī)組的軸承靜、動(dòng)特性進(jìn)行了計(jì)算和分析［4］；常秋英等采用收斂速度較快的Newton－Raphson法對(duì)可傾瓦軸承進(jìn)行了熱彈潤(rùn)滑完全數(shù)值求解［5］；徐華、Bouyer等也進(jìn)行了計(jì)入機(jī)械彈性變形和熱變形的滑動(dòng)軸承理論與試驗(yàn)研究［6－8］。但是，現(xiàn)有的軸承熱彈計(jì)算對(duì)象尺寸較小，熱彈流體動(dòng)力潤(rùn)滑模型需要聯(lián)立求解Reynolds方程、彈性變形方程和熱變形方程，考慮的因素復(fù)雜，數(shù)值計(jì)算耗時(shí)長(zhǎng)，求解穩(wěn)定性和收斂程度還會(huì)受到算法的影響［9］。采用數(shù)值求解與ANSYS軟件聯(lián)合求解彈流潤(rùn)滑問題在部分研究中逐漸顯現(xiàn)：方靜輝等采用中心差分法和ANSYS軟件研究了軸頸撓度和瓦面熱彈變形對(duì)臥式水電機(jī)組徑向滑動(dòng)軸承靜態(tài)性能的影響［10］；文獻(xiàn)［11］提出了一種耦合算法來研究滑動(dòng)軸承彈性變形問題，在每一次壓力的迭代過程中同時(shí)計(jì)入彈性變形對(duì)壓力分布的影響，并采用有限元法求解彈性變形。

目前，對(duì)于滑動(dòng)軸承彈流潤(rùn)滑的試驗(yàn)工作多有相關(guān)報(bào)道［12－17］，而對(duì)于大尺寸、高比壓徑向滑動(dòng)軸承關(guān)于熱彈性變形及試驗(yàn)工作則鮮有報(bào)道［18－19］，該類問題的研究方法多樣化，所得結(jié)論也不一致，還不能很好地指導(dǎo)實(shí)際應(yīng)用。本文對(duì)采用最新EPR三代核電技術(shù)研制的單機(jī)容量為1 750MW級(jí)核電半速發(fā)電機(jī)用橢圓軸承進(jìn)行了試驗(yàn)研究，結(jié)合經(jīng)典潤(rùn)滑理論與ANSYS軟件聯(lián)合進(jìn)行了計(jì)入瓦體變形場(chǎng)的軸承性能求解。

1 試 驗(yàn)

1.1 試驗(yàn)臺(tái)及軸承

針對(duì)單機(jī)容量1 750MW級(jí)核電半速發(fā)電機(jī)用大型重載全尺寸橢圓軸承，在SCHENCK大型動(dòng)平衡試驗(yàn)機(jī)上進(jìn)行了性能試驗(yàn)，對(duì)軸承的潤(rùn)滑特性進(jìn)行了測(cè)試。試驗(yàn)系統(tǒng)結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)圖和試驗(yàn)現(xiàn)場(chǎng)全景圖如圖1所示，圖中轉(zhuǎn)子由汽端軸承和勵(lì)端軸承支承，2個(gè)試驗(yàn)軸承相同，內(nèi)徑均為800mm，單側(cè)進(jìn)油，轉(zhuǎn)子質(zhì)量為270t，跨距為12 580mm，由2個(gè)320kW電機(jī)拖動(dòng)。

圖1 動(dòng)平衡機(jī)試驗(yàn)系統(tǒng)

1.2 測(cè)試技術(shù)

橢圓軸承的靜、動(dòng)特性，如瓦溫、油膜壓力、最小油膜厚度等，是動(dòng)平衡試驗(yàn)需要測(cè)試和分析的主要潤(rùn)滑特性參數(shù)。根據(jù)理論計(jì)算數(shù)據(jù)和實(shí)際經(jīng)驗(yàn)，支承臥式轉(zhuǎn)子的橢圓軸承下瓦為主承載瓦，其最高油膜壓力和最小油膜厚度在豎直方向與出油邊之間的區(qū)域內(nèi)，出油邊瓦溫最高。據(jù)此，制定測(cè)點(diǎn)布置方案：在橢圓軸承下瓦布置測(cè)點(diǎn)，共設(shè)置5個(gè)測(cè)溫點(diǎn)T1～T5，分別距離出油邊15°、30°、40°、60°、110°，測(cè)點(diǎn)徑向位置距離瓦弧表面1mm，如圖2所示，溫度傳感器選用PT100鉑熱電阻，溫度傳感器信號(hào)變送器選用S1102，精度為0.2%；每個(gè)軸承有5個(gè)測(cè)壓孔，E－E截面軸向有2個(gè)測(cè)點(diǎn)，距離出油邊60°，C－C截面設(shè)置3個(gè)測(cè)壓孔，距離出油邊95°，壓力測(cè)點(diǎn)見圖2，壓力傳感器選用美國(guó)DYTRAN公司生產(chǎn)的2200v1型壓力傳感器，壓力測(cè)試范圍為0～6 895kPa，靈敏度為7.25V/MPa，分辨率為9.65Pa，安裝響應(yīng)頻率為300kHz，最低響應(yīng)頻率為0.08Hz。試驗(yàn)橢圓軸承如圖3所示。

圖2 橢圓軸承測(cè)點(diǎn)布置方案

圖3 試驗(yàn)橢圓軸承

軸承－轉(zhuǎn)子系統(tǒng)振動(dòng)和潤(rùn)滑物理量測(cè)試采用課題組自行集成的測(cè)試分析軟件，其中頻譜分析包括2種模塊：Labview中的通用頻譜分析模塊和課題組二次開發(fā)的專用高精度頻譜分析模塊，測(cè)試系統(tǒng)開發(fā)平臺(tái)所需程序用美國(guó)國(guó)家儀器公司的軟件Labview7.1編寫。采集儀器所用的數(shù)據(jù)采集卡選用北京阿爾泰科技發(fā)展有限公司的產(chǎn)品USB2810，轉(zhuǎn)換精度為12bit，最高采樣速率為100kHz，系統(tǒng)測(cè)量精度0.1%。

1.3 測(cè)試結(jié)果分析

動(dòng)平衡試驗(yàn)主要進(jìn)行了試運(yùn)轉(zhuǎn)試驗(yàn)、超速試驗(yàn)、轉(zhuǎn)子校直試驗(yàn)以及轉(zhuǎn)子加熱試驗(yàn)等，本文主要對(duì)超速試驗(yàn)過程中包括瓦溫、油膜壓力和最小油膜厚度等潤(rùn)滑特性進(jìn)行分析。

超速試驗(yàn)中汽端測(cè)點(diǎn)Q2～Q5的溫度和勵(lì)端測(cè)點(diǎn)L2、L4的溫度隨時(shí)間和轉(zhuǎn)速的變化如圖4所示。由圖4知，超速時(shí)汽端和勵(lì)端靠近出油邊的溫度TQ2、TQ3以及測(cè)點(diǎn)附近的溫度TL2均上升很快，最高達(dá)到83℃，汽端出油邊的測(cè)點(diǎn)溫度高于勵(lì)端對(duì)應(yīng)的溫度。原因是汽端軸承距離拖動(dòng)電機(jī)和聯(lián)軸器較近，軸頸有一定的傾斜，摩擦相對(duì)嚴(yán)重，而勵(lì)端軸承附近轉(zhuǎn)子端面懸空，相對(duì)汽端軸承載荷變化比較簡(jiǎn)單。在500、750、1 000、1 200、1 500、1 800r/min等階段穩(wěn)定運(yùn)行時(shí)，溫度還會(huì)繼續(xù)上升，說明軸承在超速時(shí)溫度并未達(dá)到平衡狀態(tài)，溫度變化相比轉(zhuǎn)速有一定的遲滯性，以1 800r/min為例，溫度隨轉(zhuǎn)速的變化延遲性接近300s。T2、T3測(cè)點(diǎn)都是理論預(yù)估的高承載區(qū)的特殊測(cè)點(diǎn)，距離出油邊較近，靠近進(jìn)油邊的測(cè)點(diǎn)T4、T5的溫度在整個(gè)試驗(yàn)過程中較為穩(wěn)定。

圖4 超速試驗(yàn)中汽端和勵(lì)端測(cè)點(diǎn)溫度隨時(shí)間和轉(zhuǎn)速的變化

超速試驗(yàn)中汽端測(cè)點(diǎn)Q1、Q2、Q4的油膜壓力和勵(lì)端測(cè)點(diǎn)L1、L4的油膜壓力隨時(shí)間和轉(zhuǎn)速的變化如圖5所示。由圖5可知，隨著轉(zhuǎn)速的上升，高承載區(qū)油膜壓力逐漸減小，低承載區(qū)油膜壓力逐漸增大，低速時(shí)高承載區(qū)油膜壓力約是低承載區(qū)油膜壓力的3倍，高轉(zhuǎn)速區(qū)的2個(gè)承載區(qū)的油膜壓力比值約為2，且高承載區(qū)的油膜壓力始終大于低承載區(qū)油膜壓力。500r/min時(shí)撤掉頂軸油，油膜壓力變化不大，可見轉(zhuǎn)子已經(jīng)由油膜穩(wěn)定支承；1 500r/min時(shí)勵(lì)端測(cè)點(diǎn)最大油膜壓力為7.67MPa，汽端測(cè)點(diǎn)最大油膜壓力為6.65MPa，勵(lì)端各測(cè)點(diǎn)壓力相對(duì)汽端而言，在高壓區(qū)二者壓力相差近1MPa。

圖5 超速試驗(yàn)中汽端和勵(lì)端測(cè)點(diǎn)的油膜壓力隨時(shí)間和轉(zhuǎn)速的變化

超速試驗(yàn)中勵(lì)端測(cè)點(diǎn)L1、L4的壓力幅值隨轉(zhuǎn)速的變化如圖6所示。由圖6可知，800r/min附近的油膜壓力幅值發(fā)生突變，表明轉(zhuǎn)子－軸承系統(tǒng)的一階臨界轉(zhuǎn)速約為800r/min，而1 000r/min以后的壓力幅值變化較大，這可能是由擺架內(nèi)部設(shè)置了反共振部件所致，但從具體數(shù)值分析知，轉(zhuǎn)速對(duì)油膜壓力幅值的干擾不大。

圖6 超速試驗(yàn)中勵(lì)端測(cè)點(diǎn)壓力振幅值隨轉(zhuǎn)速的變化

利用靜止和各穩(wěn)定轉(zhuǎn)速（500、750、1 000、1 250、1 500、1 600r/min）下轉(zhuǎn)子軸振測(cè)試數(shù)據(jù)繪制的軸頸中心靜態(tài)平衡點(diǎn)的變化軌跡如圖7所示，從中可獲取轉(zhuǎn)子浮起情況，根據(jù)不同轉(zhuǎn)速下軸振的直流分量可以近似推算出定轉(zhuǎn)速時(shí)測(cè)點(diǎn)處油膜的厚度。由圖7可知，隨著轉(zhuǎn)速的上升，最小油膜厚度逐漸增大，轉(zhuǎn)子上浮，額定轉(zhuǎn)速時(shí)的最小油膜厚度約為254μm。

圖7 軸頸中心靜態(tài)平衡點(diǎn)的變化軌跡

2 理論研究

大型重載滑動(dòng)軸承的工況復(fù)雜，所以本文以基本試驗(yàn)數(shù)據(jù)為依據(jù)對(duì)軸承潤(rùn)滑特性進(jìn)行了研究。瓦體熱彈變形帶來間隙的微小變化會(huì)影響重載軸承的最小油膜厚度等潤(rùn)滑性能，基于經(jīng)典潤(rùn)滑理論的數(shù)據(jù)與試驗(yàn)數(shù)據(jù)相比偏差較大，而熱彈流潤(rùn)滑數(shù)值求解的計(jì)算模型和求解方法極為復(fù)雜。

通過課題組自編的軸承計(jì)算軟件和ANSYS軟件聯(lián)合實(shí)現(xiàn)了考慮熱彈變形的軸承性能計(jì)算，并與試驗(yàn)數(shù)據(jù)進(jìn)行了對(duì)比，以驗(yàn)證本文方法的可行性。課題組自編的軸承潤(rùn)滑性能計(jì)算軟件基于經(jīng)典潤(rùn)滑基礎(chǔ)理論的廣義雷諾方程、能量方程、溫黏方程和膜厚方程等，采用有限元方法和FORTRAN語言編制，具體計(jì)算方法和流程如圖8所示。在考慮熱彈變形的軸承性能計(jì)算時(shí)，首先將由軸承性能計(jì)算軟件得到的溫度分布與壓力分布作為載荷，施加到由ANSYS軟件建立的軸承模型中，通過仿真軸承瓦面熱彈變形得到的變形數(shù)據(jù)，代入經(jīng)典潤(rùn)滑理論軸承性能軟件的膜厚公式中進(jìn)行膜厚、溫度和壓力等計(jì)算，反復(fù)迭代，直至滿足迭代終止條件，即連續(xù)2次計(jì)算結(jié)果中，各測(cè)點(diǎn)的壓力與溫度值變化量小于1%。通過仿真發(fā)現(xiàn)，大型重載軸承瓦面熱彈變形量與油膜厚度為同一數(shù)量級(jí)。

圖8 計(jì)入瓦體熱彈變形的軸承性能計(jì)算流程圖

汽端軸承在額定轉(zhuǎn)速1 500r/min時(shí)測(cè)點(diǎn)的測(cè)試溫度與仿真溫度的對(duì)比如表1、圖9所示。由圖9可知：測(cè)點(diǎn)最高溫度為82.8℃，距離出油邊30°左右，越靠近出油邊溫度越高；3個(gè)測(cè)點(diǎn)的仿真溫度與測(cè)試溫度的偏差絕對(duì)值分別為3.19%、2.35%、12.95%，靠近出油邊仿真溫度較為準(zhǔn)確，特別是距離出油邊40°范圍內(nèi)的計(jì)算偏差不超過5%；根據(jù)計(jì)算精度和圖9b預(yù)測(cè)出油邊的實(shí)際最高溫度約為86.9℃。

表1 汽端軸承在額定轉(zhuǎn)速1 500r/min時(shí)測(cè)點(diǎn)的測(cè)試溫度與仿真溫度對(duì)比

圖10a為1 500r/min穩(wěn)定運(yùn)轉(zhuǎn)時(shí)各測(cè)點(diǎn)的測(cè)試油膜壓力分布，可以看出，在穩(wěn)定運(yùn)轉(zhuǎn)的18min內(nèi)，相比于圖9a中油膜溫度有小幅度升高，各測(cè)點(diǎn)油膜壓力基本穩(wěn)定，其中最大油膜壓力為6.65MPa且在距出油邊60°方向上。軸承下瓦的壓力仿真分布如圖10b所示。

1 500r/min時(shí)5個(gè)測(cè)點(diǎn)的測(cè)試壓力與仿真壓力對(duì)比如表2所示。高壓區(qū)測(cè)點(diǎn)的測(cè)試壓力略高于仿真壓力，低壓區(qū)測(cè)點(diǎn)的壓力測(cè)試結(jié)果則相反，測(cè)試壓力與仿真壓力的最大偏差為3.16%。由于額定轉(zhuǎn)速下的油膜測(cè)試壓力與仿真壓力的偏差較小，可以間接地判斷仿真的最大油膜壓力8.5MPa是準(zhǔn)確的。

圖9 汽端軸承1 500r/min時(shí)測(cè)試溫度與仿真溫度對(duì)比

圖10 汽端軸承1 500r/min時(shí)測(cè)試壓力與仿真壓力對(duì)比

表2 1 500r/min時(shí)5個(gè)測(cè)點(diǎn)的測(cè)試壓力與仿真壓力對(duì)比

最小油膜厚度hmin采用靜態(tài)平衡點(diǎn)法的間接測(cè)量值與仿真值的對(duì)比如表3所示。在1 000～1 600 r/min范圍內(nèi)，最小油膜厚度的仿真值與測(cè)量值的最大偏差為21.36%，最小偏差為11.33%，額定轉(zhuǎn)速下的偏差為15.21%，這說明理論計(jì)算方法是合理的，也進(jìn)一步印證了試驗(yàn)測(cè)試成功。

表3 最小油膜厚度的間接測(cè)量值和仿真值對(duì)比

3 結(jié) 論

本文采用理論與試驗(yàn)相結(jié)合的方法對(duì)大型重載滑動(dòng)軸承潤(rùn)滑特性進(jìn)行了研究。以目前世界上最大的單機(jī)容量1 750MW級(jí)核電半速發(fā)電機(jī)試驗(yàn)用橢圓軸承為對(duì)象，在動(dòng)平衡機(jī)上進(jìn)行了全尺寸軸承試驗(yàn)，結(jié)合理論研究，得到以下結(jié)論。

（1）通過試驗(yàn)獲取了額定轉(zhuǎn)速1 500r/min時(shí)汽端軸承的潤(rùn)滑性能數(shù)據(jù)，即：最高瓦溫約為82.8℃，在距離出油邊30°附近；最高油膜壓力約為6.65MPa，在距離出油邊60°附近；最小油膜厚度約為254μm，在距離出油邊53.8°附近。

（2）用自編軸承計(jì)算軟件與ANSYS軟件聯(lián)合進(jìn)行了軸承流固耦合計(jì)算，大型重載橢圓軸承靜態(tài)性能計(jì)算數(shù)據(jù)與試驗(yàn)數(shù)據(jù)相比，額定轉(zhuǎn)速1 500r/min時(shí)，在距離出油邊60°范圍內(nèi)的3個(gè)溫度測(cè)點(diǎn)的最大偏差分別為2.35%、3.19%和12.95%，5個(gè)壓力測(cè)點(diǎn)中的最大偏差為3.16%；在1 000～1 600r/min范圍內(nèi)最小油膜厚度的仿真值與實(shí)測(cè)值的最大偏差為21.36%，額定轉(zhuǎn)速下的偏差為15.21%?？梢?，距離出油邊40°范圍內(nèi)溫度計(jì)算和所有壓力的計(jì)算精度均較高，該數(shù)據(jù)可以支持軸承設(shè)計(jì)。試驗(yàn)中利用本文軟件預(yù)測(cè)的軸承瓦塊最高溫度約為86.9℃，最大油膜壓力約為8.5MPa。

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