魯豫鑫,湯 昀,何新友
(1.上海電氣電站設(shè)備有限公司汽輪機廠,上海 200240;2.浙江浙能嘉華發(fā)電有限公司,嘉興 314000)
但在汽輪機機組的實際運行中,由于轉(zhuǎn)子經(jīng)常會受到某些外力或外因(如汽流力、基礎(chǔ)非均勻性沉降、長期運行后的動靜磨損等)的干擾,同時汽輪機1號軸承僅支承高壓轉(zhuǎn)子一半的載荷,比壓較低,且為橢圓瓦形式,無法快速有效地抑制振動,因此1號軸承的相對振動偏大。
本文基于滑動軸承流體動力潤滑理論,對橢圓軸承和可傾瓦軸承進(jìn)行建模和求解,從軸承功耗、最小油膜厚度、潤滑油需油量、剛度系數(shù)、阻尼系數(shù)等多方面進(jìn)行了對比分析,并通過某超超臨界汽輪機機組的現(xiàn)場改造試驗結(jié)果,驗證了可傾瓦軸承降低機組振動的效果,為今后電廠解決同類問題提供參考。
橢圓軸承和可傾瓦軸承的常見結(jié)構(gòu)和油膜示意如圖1所示[1],模型如圖2所示。從結(jié)構(gòu)上看,橢圓軸承由上、下兩半瓦組成,每半瓦各有1個收斂的楔形間隙,單個軸承最多可以形成兩個動壓油膜。而可傾瓦軸承得益于瓦塊可以擺動的特性,在每個瓦塊上都可以單獨形成1個收斂的楔形間隙,即每塊瓦形成1個油膜[1]。在轉(zhuǎn)子受到外部擾動時,與擾動方向相反的油膜力就會增大,這可對擾動產(chǎn)生抑制作用,從而減小振動值。
(a)橢圓軸承 (b)可傾瓦軸承
(a)橢圓軸承 (b)可傾瓦軸承
考慮到改造前機組原橢圓軸承的比壓較低,對穩(wěn)定性不利[2],更改為可傾瓦軸承時,將軸承寬度減小,以提高軸承比壓。且可傾瓦軸承靠瓦背面的墊塊自定位,因此將軸承底部的球面墊塊更改為圓柱面墊塊。
超超臨界汽輪機1號軸承所使用的橢圓瓦和擬改造的可傾瓦軸承參數(shù)如表1所示。
表1 橢圓軸承和可傾瓦軸承結(jié)構(gòu)參數(shù)及說明
基于流體動力潤滑理論,將反映潤滑油黏度隨溫度變化的溫黏方程(1)引入傳統(tǒng)的Reynolds方程(2)中,計入溫度對潤滑油黏度的影響,并結(jié)合能量方程(3)以考慮軸承油膜的溫度分布,建立徑向動壓滑動軸承的理論分析模型。
μ=μ0e-α(t-t0)
(3)將“套路”與新思路有效結(jié)合,實現(xiàn)解題效率的最大化。還有些情況下單一應(yīng)用“套路”或構(gòu)建新思路都難見成效,我們可以嘗試將它們“融為一爐”。
(1)
式中:μ為潤滑油的黏度;t為潤滑油的溫度;t0為潤滑油基準(zhǔn)溫度;μ0為潤滑油基準(zhǔn)溫度下的黏度;α為溫黏指數(shù)。
(2)
式中:x為沿軸頸圓周方向的坐標(biāo);z為沿軸向的坐標(biāo);h為徑向油膜厚度;p為油膜壓力;U、V分別為軸頸上某點對軸瓦上對應(yīng)點的相對速度的切向分量和徑向分量。
(3)
式中:ρ為潤滑油密度;cv為潤滑油的比熱容。
利用有限差分法對上述模型進(jìn)行迭代求解,可以獲得軸承的油膜壓力和溫度分布,再通過積分可求得軸承功耗、潤滑油流量等參數(shù),并利用微小擾動法[3]求得軸承剛度阻尼系數(shù)等動靜特性參數(shù),計算流程如圖3所示。
圖3 計算流程圖
2種軸承在3 000 r/min的轉(zhuǎn)速下,最小油膜厚度和最高油膜溫度計算結(jié)果如表2所示??梢钥闯觯鼡Q可傾瓦軸承后,雖然軸承寬度減小導(dǎo)致了比壓增大,但由于可傾瓦軸承的設(shè)計間隙比較大,預(yù)負(fù)荷較小,計算得出的軸承最小油膜厚度有所增大,所以最高油膜溫度基本與改造前的橢圓軸承相同。
表2 橢圓軸承和可傾瓦軸承油膜參數(shù)
2種軸承的功耗和潤滑油量對比分別如圖4和圖5所示??梢钥闯觯鼡Q軸承形式后,功耗和需油量均有所下降。在3 000 r/min的轉(zhuǎn)速下正常運行時,功耗較原軸承降低23.8%,潤滑油需油量降低24.7%。功耗降低可以提升汽輪機效率,而需油量減小表示更換軸承時無需對潤滑油系統(tǒng)進(jìn)行重大變更。
圖4 橢圓軸承和可傾瓦軸承功耗隨轉(zhuǎn)速變化曲線
圖5 橢圓軸承和可傾瓦軸承潤滑油量隨轉(zhuǎn)速變化曲線
對軸承穩(wěn)定性的判定需要用到油膜的8個動力特性系數(shù)[4]:4個剛度系數(shù)k表示油膜力對軸心位移的影響;4個阻尼系數(shù)b表示油膜力對軸心變位速度的影響。
2種軸承的剛度系數(shù)計算結(jié)果對比如圖6和圖7所示。可以看出,橢圓軸承豎直方向剛度較大,水平方向剛度很小,而可傾瓦軸承得益于可以形成多個油膜的結(jié)構(gòu),其水平剛度和豎直剛度系數(shù)相等,相比于橢圓軸承,豎直剛度雖減小了20%~27%,但水平剛度提高了4.5~5.7倍。在交叉剛度方面,橢圓軸承的交叉剛度隨轉(zhuǎn)速增大而減小,直至負(fù)值,而可傾瓦軸承的交叉剛度一直保持在0左右,即軸承的交叉剛度不會促進(jìn)轉(zhuǎn)子渦動,故穩(wěn)定性極佳[4]。
圖6 橢圓軸承和可傾瓦軸承主剛度系數(shù)隨轉(zhuǎn)速變化曲線
圖7 橢圓軸承和可傾瓦軸承交叉剛度系數(shù)隨轉(zhuǎn)速變化曲線
2種軸承的阻尼系數(shù)計算結(jié)果對比如圖8和圖9所示。同樣可以看出,橢圓軸承豎直方向阻尼較大,水平方向阻尼較小,而可傾瓦軸承得益于可以形成多個油膜的結(jié)構(gòu),其2個方向的阻尼系數(shù)相等,相比于橢圓軸承,豎直方向阻尼系數(shù)減小了44%~47%,但水平方向阻尼系數(shù)提高了2.5~5.3倍。在交叉阻尼方面,橢圓軸承的交叉阻尼隨轉(zhuǎn)速增大而迅速減小,而可傾瓦軸承的交叉阻尼一直保持在0左右,即轉(zhuǎn)子水平或豎直方向的軸心擾動不會對另一方向產(chǎn)生影響。
圖8 橢圓軸承和可傾瓦軸承主阻尼系數(shù)隨轉(zhuǎn)速變化曲線
圖9 橢圓軸承和可傾瓦軸承交叉阻尼系數(shù)隨轉(zhuǎn)速變化曲線
將軸承的剛度阻尼系數(shù)代入轉(zhuǎn)子系統(tǒng)的運動微分方程(4)[5]中,可以求解得到系統(tǒng)的運動特性,進(jìn)而可以得到判定系統(tǒng)穩(wěn)定性裕度的參數(shù),即對數(shù)衰減率,公式如式(5)所示。
(4)
式中:q為系統(tǒng)的廣義位移;M、B、K為系統(tǒng)的質(zhì)量、阻尼和剛度矩陣;F為作用在系統(tǒng)上的廣義外力。
(5)
式中:δ為對數(shù)衰減率;qi、qi+1為相鄰2次振動的最大位移。
對數(shù)衰減率表征為在受到外界干擾后,相鄰2個振動周期的振幅比值的對數(shù)[5]。橢圓軸承和可傾瓦軸承在轉(zhuǎn)子系統(tǒng)中的對數(shù)衰減率如表3所示。可以看出,采用可傾瓦軸承后,對數(shù)衰減率增大了13.7%,對振動的抑制作用增強。
表3 橢圓軸承和可傾瓦軸承的對數(shù)衰減率
根據(jù)理論計算結(jié)果,對該超超臨界汽輪機組進(jìn)行了實際改造。
改造前后的現(xiàn)場試驗振動數(shù)據(jù)分別如圖10和圖11所示??梢钥闯?,改造前的1號軸承最大相對振動已超過傳感器量程250 μm,平均值為92.99 μm;改造后振動的最大值為99.1 μm,平均值為52.04 μm。相對振動的平均值降低了44%。
圖10 改造前機組振動曲線
圖11 改造后機組振動曲線
本文基于滑動軸承的流體動力潤滑理論,對可傾瓦軸承和橢圓軸承進(jìn)行了多方面的對比分析,重點關(guān)注其動靜態(tài)特性。根據(jù)工程的實際應(yīng)用效果得出了以下結(jié)論:
1)相對于橢圓軸承,可傾瓦軸承擁有更好的穩(wěn)定性和抑振性,將其用于超超臨界汽輪機的1號軸承,可以有效降低振動,提高機組的安全性;
2)超超臨界汽輪機組的1號軸承更改為可傾瓦形式后,流量和功耗相對減少,無需更改潤滑油系統(tǒng)的設(shè)備。