350 MW級蓄能機組可傾瓦導軸承流體動力潤滑計算

范壽孝,全日光,朱親林

(哈爾濱電機廠有限責任公司, 哈爾濱 150040)

350 MW級蓄能機組可傾瓦導軸承流體動力潤滑計算

范壽孝,全日光,朱親林

(哈爾濱電機廠有限責任公司, 哈爾濱 150040)

為了解決大型抽水蓄能機組可傾瓦導軸承性能計算的問題,筆者根據流體潤滑理論,建立了大型可傾瓦導軸承的流體動力潤滑數學模型,設計了計算程序,并以此程序對某350 MW級抽水蓄能機組的導軸承潤滑性能進行了計算分析和研究。其結果表明,大型可傾瓦導軸承的流體動力潤滑計算程序運行穩定可靠,導軸承的動力潤滑性能會受到軸承負荷、機組轉速、油槽進油溫度等因素的影響,最高油膜溫度、最小油膜厚度是制約軸承運行工況參數變化范圍的關鍵因素。

350 WM級;抽水蓄能機組;可傾瓦導軸承; 流體動力潤滑

目前,抽水蓄能電站起到了優化電源結構、實現電力系統節能減排和資源節約利用的作用[1]。大型抽水蓄能機組的導軸承主要承受機組轉動部分的機械徑向不平衡力和電磁不平衡力,使機組軸系的臨界轉速和擺度滿足相關標準要求。若軸承設計不當,則會增加軸承系統的損耗,降低機組效率,甚至影響機組的安全運行和使用壽命。隨著循環泵、抽水蓄能機組等向著高速、大容量發展[2-3],對可傾瓦導軸承的潤滑性能提出了更高要求。因此,本文針對350 MW級抽水蓄能機組可傾瓦導軸承動力潤滑計算的問題,通過分析其結構特點并依據流體潤滑理論,建立了大型可傾瓦導軸承的流體動力潤滑模型,并開發了計算程序,對某350 MW級抽水蓄能機組的導軸承動力潤滑性能進行計算分析和研究。

1 導軸承計算模型及程序建立

抽水蓄能機組的可傾瓦導軸承由若干塊導瓦組成,導瓦的支撐點為導瓦中心處,通過支撐結構固定在機架上,從而滿足機組的雙向運行要求。對于一般的抽水蓄能機組,上導軸承為單獨油槽,下導軸承與推力軸承共用油槽。

油膜的壓力、溫度、厚度以及軸承損耗等參數充分體現了可傾瓦導軸承性能的優劣。而這些性能參數與轉速、負荷、進油溫度、潤滑油粘度、軸承的結構尺寸等密切相關。只有聯立潤滑油膜的動壓方程(Reynolds方程)、熱能量方程、油膜厚度公式、潤滑油溫度——粘度公式等組成的方程組才可以準確的描述軸承潤滑的過程,通過聯立相關方程并進行迭代求解,可計算出導軸承的潤滑性能參數[4-7]。

1) Reynolds方程為

(1)

邊界條件:沿瓦面周邊壓力為0。

2) 能量方程為

(2)

邊界條件:入油邊為潤滑油溫度,上下端面為絕熱邊界。

3) 油膜厚度方程為

hi=c-(c-c′)cos(βi-φi)+ecos(φi-θ)+rδisin(βi-φi)

(3)

4) 潤滑油溫度與粘度關系為

μ=μ0×f(T,T0)

(4)

式中:P為油膜壓力;T為油膜溫度;x,z為坐標;h為油膜厚度;B為軸承寬度;r為軸頸半徑;c為軸承間隙;c′為裝配間隙;δ為預負荷系數;μ為潤滑油粘度;cν為潤滑油比熱容;θ為偏位角;ρ為潤滑油密度;u為線速度;β為各瓦的支點位置角;φi為計算點位置角;μ0為參考點潤滑油粘度。可傾瓦導軸承流體動力潤滑計算程序流程如圖1所示。根據計算流程,編制開發了計算程序。

2 導軸承動力潤滑計算結果分析

本文以某抽水蓄能機組下導軸承為例進行計算,參數如表1所示。

2.1 進油溫度對軸承性能的影響

當軸承負荷36 kN、機組轉速400 r/min不變時,軸承進油溫度由30 ℃變化到50 ℃,軸承潤滑性能參數的變化如圖2～5所示。

從圖2～5可以看到,隨著進油溫度的升高,最小油膜厚度由58 μm減小到48.7 μm;最高油膜溫度由85.6 ℃升高至96.3 ℃;軸承損耗由301.6 kW下降到250 kW;油膜壓力有一定波動,波動范圍在0.12 MPa范圍內;最小油膜厚度、最高油膜溫度是限制軸承進油溫度變化的主要因素。而隨著進油溫度的升高,潤滑油溫度也會升高,致使參與潤滑的油液粘度降低,從而減小油膜厚度,降低油膜損耗。

圖1 計算程序流程圖

圖2 最小油膜厚度隨進油溫度變化

Fig.2 The minimum oil film thickness varies with inlet oil temperature

表1 某蓄能機組下導軸承設計參數

圖3 最高油膜溫度隨進油溫度變化

Fig.3 The maximum oil film temperature varies with inlet oil temperature

圖4 最大油膜壓力隨進油溫度變化

Fig.4 The maximum oil film pressure changes with inlet oil temperature

圖5 軸承損耗隨進油溫度變化

Fig.5 Change of bearing loss with inlet oil temperature

2.2 轉速變化對軸承性能的影響

當軸承負荷36 kN、進油溫度40 ℃不變時,不同轉速工況下導軸承潤滑性能如表2所示。

由表2可以看出,隨著轉速由200 r/min增至600 r/min,最小油膜厚度增加了6.4 μm;最大油膜壓力變化不明顯,其主要原因是轉速增大會引起潤滑油剪切力增大,但同時油膜厚度的增大會導致油膜壓力下降,兩者綜合作用最終致使最大油膜壓力基本不變。

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表2 轉速變化對軸承性能的影響

由于轉速增大直接影響到了軸承損耗和最高油膜溫度,軸承損耗由70 kW上升至650 kW,最大油膜溫度由70.4 ℃升高至106.5 ℃,增加了旋轉部件的攪拌損耗,增大了油膜溫度。因此,最高油膜溫度和軸承損耗是限制轉速變化的關鍵因素,在設計軸承潤滑冷卻系統時,必須考慮飛逸工況下軸承損耗增大的影響,以保障潤滑冷卻系統具有足夠的余量,確保軸承各工況下安全運行。

2.3 軸承負荷變化對軸承性能的影響

當轉速600 r/min、進油溫度40 ℃不變時,不同軸承負荷工況下導軸承潤滑性能如表3所示。

表3 負荷變化對軸承性能的影響

由表3可以看出,隨著軸承負荷的增加,最小油膜厚度由67.3 μm迅速下降至41.9 μm,最大油膜壓力由5.2 MPa升至12.5 MPa,最高油膜溫度由84.4 ℃升至98 ℃,但軸承損耗變化不明顯。由此可以看出,軸承損耗與負荷的關系不大。由于最小油膜厚度和最高油膜溫度為軸承潤滑性能的重要指標,因此它也成了限制軸承負荷增大的因素。

3 結 論

通過利用流體動力潤滑理論對350 MW蓄能機組可傾瓦導軸承的潤滑性能進行計算分析與研究,得到了以下結論:

1) 350 MW蓄能機組可傾瓦導軸承的潤滑計算程序運行穩定、可靠。

2) 進油溫度的升高會導致導軸承的最小油膜度和軸承損耗減小,使最高油膜溫度升高。

3) 轉速變化對軸承潤滑性能有一定的影響,軸承損耗隨著轉速的增加呈倍數級增加。

4) 隨著軸承負荷的增加,最高油膜溫度增大,最小油膜厚度減小,從而成為制約軸承承載力的關鍵因素。

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(責任編輯 侯世春)

Calculation of hydrodynamic lubrication of tilting pad guide bearing for 350 MW pumped-storage units

FAN Shouxiao, QUAN Riguang, ZHU Qinlin

(Harbin Electrical Machinery, Harbin 150040,China)

In order to solve the calculation problem of the tilting pad guide bearing for large pumped-storage units, according to hydro lubricating theory, the author established the hydrodynamic lubricating mathematical model of the tilting pad guide bearing and analyzed and studies the hydrodynamic lubrication of a 350 MW pumped-storage unit by the designed calculation program. The result shows that the calculation program operates stably and reliably. Besides, the lubricating character of guide bearing is affected by factors including bearing load, unit speed and inlet oil temperature of oil tank. The maximum oil film temperature and the minimum oil film thickness become the critical factor restricting the variation range of operating parameters.

350 WM; pumped-storage unit; tilting pad guide bearing; hydrodynamic lubrication

2015-03-17。

范壽孝(1984—),男,工程師,碩士,研究方向為大型發電機軸承技術研究與設計。

TM303 TH133.3

A

2095-6843(2015)05-0433-03