汽輪機可傾瓦顫振引發低頻振蕩問題研究

張 楚，高慶水，鄧小文

(廣東電網公司 電力科學研究院，廣州 510080)

滑動軸承是大型旋轉機械重要部件。與固定式軸承相比，可傾軸承通過瓦塊自適應擺動減小了切向力，提高了系統穩定性，在現代大型汽輪發電機組上得到廣泛應用。

可傾軸承穩定性雖然較高，但也并非完全穩定。近年來，一些機組上陸續發生了可傾軸承油膜失穩故障[1-4]。這類故障大多發生在承載較輕軸承上。和固定式軸承一樣，抬高軸承標高、減小軸承間隙可以較為有效地消除這類故障，國內外就此開展了大量研究[5-6]。然而，還有一些機組可傾軸承上所出現的不穩定振動，其特征和油膜失穩很相似，但是卻很難用傳統油膜失穩理論來解釋。例如，油膜失穩故障容易導致軸承下瓦塊疲勞損傷[2]，而這類故障卻很容易導致軸承上瓦塊疲勞損傷。由于兩種故障特征很相似，工程上往往將其混為一談，直接影響了故障治理效果。

初步研究表明，這種現象是由瓦塊顫振所引起的。瓦塊顫振是一種可傾瓦塊繞著支點作周期性擺動的現象。Zeidan等[7]指出瓦塊顫振將會導致軸承上瓦塊損壞，減小瓦塊弧度以及采用彈性支撐可以抑制顫振。Adams等[8]分析了支點位置等因素對可傾瓦顫振的影響，指出可傾瓦塊顫振時將會出現比較嚴重的次同步振動。Hargreaves等[9]等分析了進油邊處收斂油楔形狀對瓦塊顫振的影響。Yang等[10]等通過分析作用在可傾瓦塊上的力矩特性研究了瓦塊顫振機理，提出了一種改進型可傾軸承型式。其實驗研究結果表明[11]，瓦塊顫振頻率近似等于0.5x旋轉頻率，幅值隨著轉速升高而增大。文獻[12]應用聲發射技術監測了可傾軸承瓦塊顫振擺動現象。文獻[13]通過測試可傾軸承瓦塊內油膜厚度分布研究了瓦塊擺動規律。文獻[14]研究了可傾軸承瓦塊擺動特性，分析了間隙和偏心率等因素對瓦塊擺角的影響。

本文建立了可傾瓦塊—潤滑油膜流固耦合動力學模型，分析了可傾瓦塊顫振現象，研究了預載荷、轉速等因素對顫振的影響，解釋了實際機組上發生的瓦塊顫振現象。

1 可傾瓦塊流固耦合動力學模型

1.1 瓦塊動力學方程

圖1給出了可傾瓦塊動力學分析模型。以瓦背支點到軸頸中心連線為y軸正方向，將瓦塊視為一個兩自由度系統，考慮瓦塊上下運動以及繞支點擺動，不考慮瓦塊變形。瓦塊動力學方程為：

圖1 可傾瓦塊動力學分析模型

(1)

式中，y,δ分別為瓦塊位移和擺角，F2為限位彈簧反作用力，γ為瓦背彈簧到支點角度，F0,M0為油膜力作用在瓦塊上的合力與合力矩，c1,c2為阻尼系數，R2為瓦背半徑，m,I為瓦塊質量和轉動慣量。

(2)

式中，ρ為瓦塊密度，R1,L分別為瓦塊內徑和長度，β和α分別為瓦塊張角和進油邊到支點角度。

制動彈簧反作用力F2計算公式為：

(3)

式中，k和c0分別為制動彈簧剛度和間隙。工作時，上瓦塊不可能與軸頸接觸，也不可能超出支點之外，計算中取

(4)

式中，cs為瓦塊工作間隙。

1.2 油膜力計算

圖2給出了油膜力求解區域。采用差分法求解Reynolds方程得到軸承內壓力分布：

(5)

求解時邊界條件為：AB邊、CD邊和BC邊：p=0；軸承中部AD邊：?p/?z=0。

求出油膜壓力分布p(z,θ)后，作用在瓦塊上的油膜力和力矩通過積分方式求得：

圖2 油膜力求解區域

(6)

1.3 可傾瓦塊流固耦合計算

設瓦塊初始位移、速度、擺角和擺角速度為0，取步長為10-7s，可傾瓦塊流固耦合計算步驟如下：

(1)由瓦塊位移和擺角計算油膜厚度分布；

(2)計算瓦塊間隙內油膜壓力分布；

(3)計算作用在瓦塊上的合力與力矩；

(4)計算制動彈簧施加的反作用力；

(5)計算下一時刻瓦塊位移和擺角。

(6)重復步驟1～步驟5。

2 可傾瓦塊顫振引起的失穩振動分析

2.1 計算參數

Yang等[11]通過檢測瓦塊加速度信號對某6瓦塊可傾軸承顫振開展了試驗研究。為了具有可比性，計算時采用該試驗軸承，參數如表1所示。

表1 可傾軸承參數

2.2 瓦塊工作間隙對顫振的影響分析

圖3給出了3組工作間隙下(0.3 mm、0.6 mm和0.8 mm)瓦塊位移、擺角動態響應情況，轉速為3 000 r/min。這3組工作間隙分別代表工作間隙小于、稍大于和遠大于軸承半徑間隙。可以看出，瓦塊工作間隙對顫振的影響很大：

圖3 3組典型工作間隙下瓦塊動態響應

(1)0.3 mm工作間隙。擾動結束后，瓦塊位移為0，擺角趨于定值0.52×10-3°。瓦塊支撐在背部支點上，沒有出現顫振。

(2)0.6 mm工作間隙。瓦塊位移波動幅度為0～0.3 mm，擺角波動幅度為±0.75×10-3°，瓦塊出現了顫振。波動過程中，瓦塊沒有固定支點，最小油膜厚度一直為正，瓦塊和軸頸之間沒有接觸。瓦塊顫振頻率為26.08 Hz，近似等于轉速的0.5倍。

(3)0.8 mm工作間隙。瓦塊位移波動幅度0～0.8 mm，接近瓦塊工作間隙。擺角波動幅度-3.5×10-3°～2.1×10-3°，頻率為26.08 Hz。波動過程中油膜厚度有時達到0，說明瓦塊與軸頸之間發生了碰撞。碰撞時瓦塊擺角為負，說明進油邊出現了碰撞。這很好地解釋了可傾軸承顫振后上瓦進油側烏金疲勞損壞現象。

2.3 轉速對顫振的影響分析

圖4給出了升速過程中擺角響應頻譜變化情況，上下2個圖分別代表試驗結果[11]和計算結果。兩個圖上所表現出來的顫振特征相似。低速下幾乎沒有顫振現象。隨著轉速的升高，開始出現顫振，顫振幅值越來越大，顫振頻率基本保持為0.5 x轉速頻率。

圖4 瓦塊擺角響應頻譜隨轉速變化情況

3 瓦塊顫振過程的細化分析

圖5給出了顫振過程中瓦塊擺角和位移響應曲線。圖中數字1～4代表瓦塊4種典型工作狀態。假設初始時位移和擺角都為0，瓦塊中心位于軸頸中心上方。瓦塊顫振過程細化分析如下：

(1)狀態1～狀態2。收斂油楔位于瓦塊下游，在油膜力作用下瓦塊向負方向擺動。因間隙大、油膜力小，在重力作用下瓦塊向下運動。下移過程中，收斂油楔逐漸向進游側移動，瓦塊負角度擺動趨勢變緩，直到擺角達到負值最大。

(2)狀態2～狀態3。重力作用下瓦塊繼續下移，收斂油楔進一步向上游側移動。在油壓作用下，瓦塊擺角逐漸由負恢復到0。因油壓越來越大，瓦塊下移趨勢逐漸變緩，直至下移量達到最大為止。

(3)狀態3～狀態4。此時瓦塊間隙較小，油膜力大于重力，瓦塊開始向上移動，位移逐漸減小。瓦塊擺角在油膜力作用下進一步增大。但是受瓦塊上移、收斂油楔向下游移動影響，瓦塊擺角增大趨勢逐漸變緩，直到達到最大值為止。

(4)狀態4～狀態1。在油膜力作用下，瓦塊進一步上移，直到碰到支點為止。收斂油楔進一步向下游移動，瓦塊擺角逐漸減小，直到0為止，回到初始狀態1。

圖5 瓦塊擺角和位移響應過程

4 瓦塊顫振機理分析

瓦塊工作間隙較小時，油膜力較大。在油膜力作用下，瓦塊有一個固定支點，瓦塊可以簡化為一個單自由度系統，擺動過程中能很快找到平衡位置而穩定下來。瓦塊工作間隙較大時，油膜力較小不足以支撐瓦塊，瓦塊會下移，下移趨勢因油膜力逐漸增大而變緩。油膜力進一步增大超過重力后，瓦塊又會向上移動。整個過程中瓦塊沒有一個固定支點。這是瓦塊顫振的根本原因。

5 瓦塊顫振和油膜失穩之間的區別

瓦塊顫振和油膜失穩都會誘發低頻振動，都是當轉速達到一定值后才會發生，兩者故障特征很相似。但是兩者之間也有較明顯的差別，主要表現在：

(1)油膜失穩大多發生在輕載軸承上，顫振大多發生在重載軸承上。

(2)油膜失穩容易導致軸承下瓦塊損壞，顫振容易導致上瓦塊進游側烏金疲勞損壞。

(3)油膜失穩發生后轉軸將產生大幅振動，顫振發生后有可能瓦塊振動而轉軸不振。

兩種低頻振動故障機理不完全相同，治理措施也不同，辨別兩種低頻振動故障特征差異很重要。

6 結 論

所建立的流固耦合模型較好地分析了可傾軸承顫振機理，指出顫振實際上是由于瓦塊運動過程中缺少固定支點所引起的。

顫振和油膜失穩所導致的振動現象相似性很強，但機理不同，治理方法不同，需要明確區分。

在瓦塊出油邊安裝制動彈簧是目前普遍采用的方法。這種方法可以防止瓦塊與軸頸之間的接觸碰撞，但是無法真正消除顫振。工程上已經發生過多起因顫振而導致制動彈簧斷裂故障。

瓦塊工作間隙對顫振影響很大。預負荷系數Δ決定了工作間隙。由軸承理論可知，預負荷系數通常選值0.3～0.7。Δ=0.5時，靜態下上瓦塊處Cs=C，轉動狀態下軸頸上抬后CsC而顫振。為了消除顫振，預負荷系數越大越好。預負荷系數太大容易導致軸承瓦溫過高，有一定限制。

在上瓦進油側設置收斂油楔，可以讓瓦塊一直處于擠壓承載狀態，是一個有效的顫振抑制措施。油楔形狀、深度和角度等需要優化設計。

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