超超臨界汽輪機可傾瓦軸承改造的研究與應用

魯豫鑫，湯 昀，何新友

(1.上海電氣電站設備有限公司汽輪機廠，上海 200240；2.浙江浙能嘉華發電有限公司，嘉興 314000)

但在汽輪機機組的實際運行中，由于轉子經常會受到某些外力或外因(如汽流力、基礎非均勻性沉降、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、阻尼系數等多方面進行了對比分析，并通過某超超臨界汽輪機機組的現場改造試驗結果，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。

1 橢圓軸承與可傾瓦軸承對比

1.1 結構介紹

橢圓軸承和可傾瓦軸承的常見結構和油膜示意如圖1所示[1]，模型如圖2所示。從結構上看，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 設計參數對比

考慮到改造前機組原橢圓軸承的比壓較低，對穩定性不利[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如表1所示。

表1 橢圓軸承和可傾瓦軸承結構參數及說明

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)引入傳統的Reynolds方程(2)中，計入溫度對潤滑油黏度的影響，并結合能量方程(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”與新思路有效結合，實現解題效率的最大化。還有些情況下單一應用“套路”或構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為潤滑油基準溫度；μ0為潤滑油基準溫度下的黏度；α為溫黏指數。

(2)

式中：x為沿軸頸圓周方向的坐標；z為沿軸向的坐標；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，并利用微小擾動法[3]求得軸承剛度阻尼系數等動靜特性參數，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的轉速下，最小油膜厚度和最高油膜溫度計算結果如表2所示。可以看出，更換可傾瓦軸承后，雖然軸承寬度減小導致了比壓增大，但由于可傾瓦軸承的設計間隙比較大，預負荷較小，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

2種軸承的功耗和潤滑油量對比分別如圖4和圖5所示。可以看出，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進行重大變更。

圖4 橢圓軸承和可傾瓦軸承功耗隨轉速變化曲線

圖5 橢圓軸承和可傾瓦軸承潤滑油量隨轉速變化曲線

對軸承穩定性的判定需要用到油膜的8個動力特性系數[4]：4個剛度系數k表示油膜力對軸心位移的影響；4個阻尼系數b表示油膜力對軸心變位速度的影響。

2種軸承的剛度系數計算結果對比如圖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構，其水平剛度和豎直剛度系數相等，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速增大而減小，直至負值，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轉子渦動，故穩定性極佳[4]。

圖6 橢圓軸承和可傾瓦軸承主剛度系數隨轉速變化曲線

圖7 橢圓軸承和可傾瓦軸承交叉剛度系數隨轉速變化曲線

2種軸承的阻尼系數計算結果對比如圖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構，其2個方向的阻尼系數相等，相比于橢圓軸承，豎直方向阻尼系數減小了44%～47%，但水平方向阻尼系數提高了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，即轉子水平或豎直方向的軸心擾動不會對另一方向產生影響。

圖8 橢圓軸承和可傾瓦軸承主阻尼系數隨轉速變化曲線

圖9 橢圓軸承和可傾瓦軸承交叉阻尼系數隨轉速變化曲線

將軸承的剛度阻尼系數代入轉子系統的運動微分方程(4)[5]中，可以求解得到系統的運動特性，進而可以得到判定系統穩定性裕度的參數，即對數衰減率，公式如式(5)所示。

(4)

式中：q為系統的廣義位移；M、B、K為系統的質量、阻尼和剛度矩陣；F為作用在系統上的廣義外力。

(5)

式中：δ為對數衰減率；qi、qi+1為相鄰2次振動的最大位移。

對數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[5]。橢圓軸承和可傾瓦軸承在轉子系統中的對數衰減率如表3所示。可以看出，采用可傾瓦軸承后，對數衰減率增大了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衰減率

2 實際應用

根據理論計算結果，對該超超臨界汽輪機組進行了實際改造。

改造前后的現場試驗振動數據分別如圖10和圖11所示。可以看出，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

3 結 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行了多方面的對比分析，重點關注其動靜態特性。根據工程的實際應用效果得出了以下結論：

1)相對于橢圓軸承，可傾瓦軸承擁有更好的穩定性和抑振性，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的設備。