超超臨界汽輪機(jī)可傾瓦軸承改造的研究與應(yīng)用

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(jī)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(jī)機(jī)組的實(shí)際運(yùn)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(yùn)行后的動靜磨損等)的干擾，同時汽輪機(jī)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(jī)機(jī)組的現(xiàn)場改造試驗(yàn)結(jié)果，驗(yàn)證了可傾瓦軸承降低機(jī)組振動的效果，為今后電廠解決同類問題提供參考。

1 橢圓軸承與可傾瓦軸承對比

1.1 結(jié)構(gòu)介紹

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(dú)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

1.2 設(shè)計參數(shù)對比

考慮到改造前機(jī)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(jī)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

1.3 動靜特性計算對比

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(shí)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(diǎn)對軸瓦上對應(yīng)點(diǎn)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?，更換可傾瓦軸承后，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?，更換軸承形式后，功耗和需油量均有所下降。在3 000 r/min的轉(zhuǎn)速下正常運(yùn)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(jī)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?？梢钥闯觯瑱E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(yùn)動微分方程(4)[5]中，可以求解得到系統(tǒng)的運(yùn)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?？梢钥闯?，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(qiáng)。

表3 橢圓軸承和可傾瓦軸承的對數(shù)衰減率

2 實(shí)際應(yīng)用

根據(jù)理論計算結(jié)果，對該超超臨界汽輪機(jī)組進(jìn)行了實(shí)際改造。

改造前后的現(xiàn)場試驗(yàn)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(jī)組振動曲線

圖11 改造后機(jī)組振動曲線

3 結(jié) 論

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(diǎn)關(guān)注其動靜態(tài)特性。根據(jù)工程的實(shí)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(jī)的1號軸承，可以有效降低振動，提高機(jī)組的安全性；

2)超超臨界汽輪機(jī)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。