大型重載滑動軸承潤滑特性的理論與試驗研究

張帆，鐘海權，孫麗軍，陳路，袁小陽

（1.西安交通大學現代設計及轉子軸承系統教育部重點實驗室，710049，西安；2.東方電機股份有限公司，618000，四川德陽）

核電、汽輪機、燃機等裝備不斷向高容量、大尺寸、重載荷方向發展，滑動軸承作為其主要支撐部件工作在極端重載的工況下，如：哈爾濱汽輪機廠引進的GE9FA燃氣輪機機組軸承直徑為558mm，比壓達到2.16MPa；東方電機股份有限公司某核電機組軸承直徑達到800mm，比壓達到2.63MPa；東方汽輪機有限公司正在研發的未來機組軸承比壓將達到3.2MPa。國內某企業采用最新EPR三代核電技術研制的單機容量1 750MW級核電半速發電機，是目前世界上最大的核能發電機組，在進行橢圓軸承支承試驗時，由于其具有大直徑、重載等特點，所以必須對潤滑特性和振動性能進行全面分析和評價。

用于軸承潤滑性能研究的流體動力潤滑理論及軸承計算方法已經成熟，但在處理實際問題時設計技術并不完備，特別是對于大型重載滑動軸承，瓦面的熱彈變形顯著影響著軸承的性能。關于考慮熱彈效應的大型推力軸承的研究較多［1－3］，但在徑向滑動軸承方面還遠遠不足。朱均通過計入三維熱彈效應對某300MW汽輪發電機組和水輪發電機組的軸承靜、動特性進行了計算和分析［4］；常秋英等采用收斂速度較快的Newton－Raphson法對可傾瓦軸承進行了熱彈潤滑完全數值求解［5］；徐華、Bouyer等也進行了計入機械彈性變形和熱變形的滑動軸承理論與試驗研究［6－8］。但是，現有的軸承熱彈計算對象尺寸較小，熱彈流體動力潤滑模型需要聯立求解Reynolds方程、彈性變形方程和熱變形方程，考慮的因素復雜，數值計算耗時長，求解穩定性和收斂程度還會受到算法的影響［9］。采用數值求解與ANSYS軟件聯合求解彈流潤滑問題在部分研究中逐漸顯現：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臥式水電機組徑向滑動軸承靜態性能的影響［10］；文獻［11］提出了一種耦合算法來研究滑動軸承彈性變形問題，在每一次壓力的迭代過程中同時計入彈性變形對壓力分布的影響，并采用有限元法求解彈性變形。

目前，對于滑動軸承彈流潤滑的試驗工作多有相關報道［12－17］，而對于大尺寸、高比壓徑向滑動軸承關于熱彈性變形及試驗工作則鮮有報道［18－19］，該類問題的研究方法多樣化，所得結論也不一致，還不能很好地指導實際應用。本文對采用最新EPR三代核電技術研制的單機容量為1 750MW級核電半速發電機用橢圓軸承進行了試驗研究，結合經典潤滑理論與ANSYS軟件聯合進行了計入瓦體變形場的軸承性能求解。

1 試 驗

1.1 試驗臺及軸承

針對單機容量1 750MW級核電半速發電機用大型重載全尺寸橢圓軸承，在SCHENCK大型動平衡試驗機上進行了性能試驗，對軸承的潤滑特性進行了測試。試驗系統結構簡圖和試驗現場全景圖如圖1所示，圖中轉子由汽端軸承和勵端軸承支承，2個試驗軸承相同，內徑均為800mm，單側進油，轉子質量為270t，跨距為12 580mm，由2個320kW電機拖動。

圖1 動平衡機試驗系統

1.2 測試技術

橢圓軸承的靜、動特性，如瓦溫、油膜壓力、最小油膜厚度等，是動平衡試驗需要測試和分析的主要潤滑特性參數。根據理論計算數據和實際經驗，支承臥式轉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域內，出油邊瓦溫最高。據此，制定測點布置方案：在橢圓軸承下瓦布置測點，共設置5個測溫點T1～T5，分別距離出油邊15°、30°、40°、60°、110°，測點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，溫度傳感器信號變送器選用S1102，精度為0.2%；每個軸承有5個測壓孔，E－E截面軸向有2個測點，距離出油邊60°，C－C截面設置3個測壓孔，距離出油邊95°，壓力測點見圖2，壓力傳感器選用美國DYTRAN公司生產的2200v1型壓力傳感器，壓力測試范圍為0～6 895kPa，靈敏度為7.25V/MPa，分辨率為9.65Pa，安裝響應頻率為300kHz，最低響應頻率為0.08Hz。試驗橢圓軸承如圖3所示。

圖2 橢圓軸承測點布置方案

圖3 試驗橢圓軸承

軸承－轉子系統振動和潤滑物理量測試采用課題組自行集成的測試分析軟件，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的專用高精度頻譜分析模塊，測試系統開發平臺所需程序用美國國家儀器公司的軟件Labview7.1編寫。采集儀器所用的數據采集卡選用北京阿爾泰科技發展有限公司的產品USB2810，轉換精度為12bit，最高采樣速率為100kHz，系統測量精度0.1%。

1.3 測試結果分析

動平衡試驗主要進行了試運轉試驗、超速試驗、轉子校直試驗以及轉子加熱試驗等，本文主要對超速試驗過程中包括瓦溫、油膜壓力和最小油膜厚度等潤滑特性進行分析。

超速試驗中汽端測點Q2～Q5的溫度和勵端測點L2、L4的溫度隨時間和轉速的變化如圖4所示。由圖4知，超速時汽端和勵端靠近出油邊的溫度TQ2、TQ3以及測點附近的溫度TL2均上升很快，最高達到83℃，汽端出油邊的測點溫度高于勵端對應的溫度。原因是汽端軸承距離拖動電機和聯軸器較近，軸頸有一定的傾斜，摩擦相對嚴重，而勵端軸承附近轉子端面懸空，相對汽端軸承載荷變化比較簡單。在500、750、1 000、1 200、1 500、1 800r/min等階段穩定運行時，溫度還會繼續上升，說明軸承在超速時溫度并未達到平衡狀態，溫度變化相比轉速有一定的遲滯性，以1 800r/min為例，溫度隨轉速的變化延遲性接近300s。T2、T3測點都是理論預估的高承載區的特殊測點，距離出油邊較近，靠近進油邊的測點T4、T5的溫度在整個試驗過程中較為穩定。

圖4 超速試驗中汽端和勵端測點溫度隨時間和轉速的變化

超速試驗中汽端測點Q1、Q2、Q4的油膜壓力和勵端測點L1、L4的油膜壓力隨時間和轉速的變化如圖5所示。由圖5可知，隨著轉速的上升，高承載區油膜壓力逐漸減小，低承載區油膜壓力逐漸增大，低速時高承載區油膜壓力約是低承載區油膜壓力的3倍，高轉速區的2個承載區的油膜壓力比值約為2，且高承載區的油膜壓力始終大于低承載區油膜壓力。500r/min時撤掉頂軸油，油膜壓力變化不大，可見轉子已經由油膜穩定支承；1 500r/min時勵端測點最大油膜壓力為7.67MPa，汽端測點最大油膜壓力為6.65MPa，勵端各測點壓力相對汽端而言，在高壓區二者壓力相差近1MPa。

圖5 超速試驗中汽端和勵端測點的油膜壓力隨時間和轉速的變化

超速試驗中勵端測點L1、L4的壓力幅值隨轉速的變化如圖6所示。由圖6可知，800r/min附近的油膜壓力幅值發生突變，表明轉子－軸承系統的一階臨界轉速約為800r/min，而1 000r/min以后的壓力幅值變化較大，這可能是由擺架內部設置了反共振部件所致，但從具體數值分析知，轉速對油膜壓力幅值的干擾不大。

圖6 超速試驗中勵端測點壓力振幅值隨轉速的變化

利用靜止和各穩定轉速（500、750、1 000、1 250、1 500、1 600r/min）下轉子軸振測試數據繪制的軸頸中心靜態平衡點的變化軌跡如圖7所示，從中可獲取轉子浮起情況，根據不同轉速下軸振的直流分量可以近似推算出定轉速時測點處油膜的厚度。由圖7可知，隨著轉速的上升，最小油膜厚度逐漸增大，轉子上浮，額定轉速時的最小油膜厚度約為254μm。

圖7 軸頸中心靜態平衡點的變化軌跡

2 理論研究

大型重載滑動軸承的工況復雜，所以本文以基本試驗數據為依據對軸承潤滑特性進行了研究。瓦體熱彈變形帶來間隙的微小變化會影響重載軸承的最小油膜厚度等潤滑性能，基于經典潤滑理論的數據與試驗數據相比偏差較大，而熱彈流潤滑數值求解的計算模型和求解方法極為復雜。

通過課題組自編的軸承計算軟件和ANSYS軟件聯合實現了考慮熱彈變形的軸承性能計算，并與試驗數據進行了對比，以驗證本文方法的可行性。課題組自編的軸承潤滑性能計算軟件基于經典潤滑基礎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，具體計算方法和流程如圖8所示。在考慮熱彈變形的軸承性能計算時，首先將由軸承性能計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據，代入經典潤滑理論軸承性能軟件的膜厚公式中進行膜厚、溫度和壓力等計算，反復迭代，直至滿足迭代終止條件，即連續2次計算結果中，各測點的壓力與溫度值變化量小于1%。通過仿真發現，大型重載軸承瓦面熱彈變形量與油膜厚度為同一數量級。

圖8 計入瓦體熱彈變形的軸承性能計算流程圖

汽端軸承在額定轉速1 500r/min時測點的測試溫度與仿真溫度的對比如表1、圖9所示。由圖9可知：測點最高溫度為82.8℃，距離出油邊30°左右，越靠近出油邊溫度越高；3個測點的仿真溫度與測試溫度的偏差絕對值分別為3.19%、2.35%、12.95%，靠近出油邊仿真溫度較為準確，特別是距離出油邊40°范圍內的計算偏差不超過5%；根據計算精度和圖9b預測出油邊的實際最高溫度約為86.9℃。

表1 汽端軸承在額定轉速1 500r/min時測點的測試溫度與仿真溫度對比

圖10a為1 500r/min穩定運轉時各測點的測試油膜壓力分布，可以看出，在穩定運轉的18min內，相比于圖9a中油膜溫度有小幅度升高，各測點油膜壓力基本穩定，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5個測點的測試壓力與仿真壓力對比如表2所示。高壓區測點的測試壓力略高于仿真壓力，低壓區測點的壓力測試結果則相反，測試壓力與仿真壓力的最大偏差為3.16%。由于額定轉速下的油膜測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是準確的。

圖9 汽端軸承1 500r/min時測試溫度與仿真溫度對比

圖10 汽端軸承1 500r/min時測試壓力與仿真壓力對比

表2 1 500r/min時5個測點的測試壓力與仿真壓力對比

最小油膜厚度hmin采用靜態平衡點法的間接測量值與仿真值的對比如表3所示。在1 000～1 600 r/min范圍內，最小油膜厚度的仿真值與測量值的最大偏差為21.36%，最小偏差為11.33%，額定轉速下的偏差為15.21%，這說明理論計算方法是合理的，也進一步印證了試驗測試成功。

表3 最小油膜厚度的間接測量值和仿真值對比

3 結 論

本文采用理論與試驗相結合的方法對大型重載滑動軸承潤滑特性進行了研究。以目前世界上最大的單機容量1 750MW級核電半速發電機試驗用橢圓軸承為對象，在動平衡機上進行了全尺寸軸承試驗，結合理論研究，得到以下結論。

（1）通過試驗獲取了額定轉速1 500r/min時汽端軸承的潤滑性能數據，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）用自編軸承計算軟件與ANSYS軟件聯合進行了軸承流固耦合計算，大型重載橢圓軸承靜態性能計算數據與試驗數據相比，額定轉速1 500r/min時，在距離出油邊60°范圍內的3個溫度測點的最大偏差分別為2.35%、3.19%和12.95%，5個壓力測點中的最大偏差為3.16%；在1 000～1 600r/min范圍內最小油膜厚度的仿真值與實測值的最大偏差為21.36%，額定轉速下的偏差為15.21%。可見，距離出油邊40°范圍內溫度計算和所有壓力的計算精度均較高，該數據可以支持軸承設計。試驗中利用本文軟件預測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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