汽轮机可倾瓦颤振引发低频振荡问题研究
2014-09-06高庆水邓小文
张 楚，高庆水，邓小文
(广东电网公司 电力科学研究院，广州 510080)
滑动轴承是大型旋转机械重要部件。与固定式轴承相比，可倾轴承通过瓦块自适应摆动减小了切向力，提高了系统稳定性，在现代大型汽轮发电机组上得到广泛应用。
可倾轴承稳定性虽然较高，但也并非完全稳定。近年来，一些机组上陆续发生了可倾轴承油膜失稳故障[1-4]。这类故障大多发生在承载较轻轴承上。和固定式轴承一样，抬高轴承标高、减小轴承间隙可以较为有效地消除这类故障，国内外就此开展了大量研究[5-6]。然而，还有一些机组可倾轴承上所出现的不稳定振动，其特征和油膜失稳很相似，但是却很难用传统油膜失稳理论来解释。例如，油膜失稳故障容易导致轴承下瓦块疲劳损伤[2]，而这类故障却很容易导致轴承上瓦块疲劳损伤。由于两种故障特征很相似，工程上往往将其混为一谈，直接影响了故障治理效果。
初步研究表明，这种现象是由瓦块颤振所引起的。瓦块颤振是一种可倾瓦块绕着支点作周期性摆动的现象。Zeidan等[7]指出瓦块颤振将会导致轴承上瓦块损坏，减小瓦块弧度以及采用弹性支撑可以抑制颤振。Adams等[8]分析了支点位置等因素对可倾瓦颤振的影响，指出可倾瓦块颤振时将会出现比较严重的次同步振动。Hargreaves等[9]等分析了进油边处收敛油楔形状对瓦块颤振的影响。Yang等[10]等通过分析作用在可倾瓦块上的力矩特性研究了瓦块颤振机理，提出了一种改进型可倾轴承型式。其实验研究结果表明[11]，瓦块颤振频率近似等于0.5x旋转频率，幅值随着转速升高而增大。文献[12]应用声发射技术监测了可倾轴承瓦块颤振摆动现象。文献[13]通过测试可倾轴承瓦块内油膜厚度分布研究了瓦块摆动规律。文献[14]研究了可倾轴承瓦块摆动特性，分析了间隙和偏心率等因素对瓦块摆角的影响。
本文建立了可倾瓦块—润滑油膜流固耦合动力学模型，分析了可倾瓦块颤振现象，研究了预载荷、转速等因素对颤振的影响，解释了实际机组上发生的瓦块颤振现象。
1 可倾瓦块流固耦合动力学模型
1.1 瓦块动力学方程
图1给出了可倾瓦块动力学分析模型。以瓦背支点到轴颈中心连线为y轴正方向，将瓦块视为一个两自由度系统，考虑瓦块上下运动以及绕支点摆动，不考虑瓦块变形。瓦块动力学方程为：
图1 可倾瓦块动力学分析模型
(1)
式中，y,δ分别为瓦块位移和摆角，F2为限位弹簧反作用力，γ为瓦背弹簧到支点角度，F0,M0为油膜力作用在瓦块上的合力与合力矩，c1,c2为阻尼系数，R2为瓦背半径，m,I为瓦块质量和转动惯量。
(2)
式中，ρ为瓦块密度，R1,L分别为瓦块内径和长度，β和α分别为瓦块张角和进油边到支点角度。
制动弹簧反作用力F2计算公式为：
(3)
式中，k和c0分别为制动弹簧刚度和间隙。工作时，上瓦块不可能与轴颈接触，也不可能超出支点之外，计算中取
(4)
式中，cs为瓦块工作间隙。
1.2 油膜力计算
图2给出了油膜力求解区域。采用差分法求解Reynolds方程得到轴承内压力分布：
(5)
求解时边界条件为：AB边、CD边和BC边：p=0；轴承中部AD边：∂p/∂z=0。
求出油膜压力分布p(z,θ)后，作用在瓦块上的油膜力和力矩通过积分方式求得：
图2 油膜力求解区域
(6)
1.3 可倾瓦块流固耦合计算
设瓦块初始位移、速度、摆角和摆角速度为0，取步长为10-7s，可倾瓦块流固耦合计算步骤如下：
(1)由瓦块位移和摆角计算油膜厚度分布；
(2)计算瓦块间隙内油膜压力分布；
(3)计算作用在瓦块上的合力与力矩；
(4)计算制动弹簧施加的反作用力；
(5)计算下一时刻瓦块位移和摆角。
(6)重复步骤1～步骤5。
2 可倾瓦块颤振引起的失稳振动分析
2.1 计算参数
Yang等[11]通过检测瓦块加速度信号对某6瓦块可倾轴承颤振开展了试验研究。为了具有可比性，计算时采用该试验轴承，参数如表1所示。
表1 可倾轴承参数
2.2 瓦块工作间隙对颤振的影响分析
图3给出了3组工作间隙下(0.3 mm、0.6 mm和0.8 mm)瓦块位移、摆角动态响应情况，转速为3 000 r/min。这3组工作间隙分别代表工作间隙小于、稍大于和远大于轴承半径间隙。可以看出，瓦块工作间隙对颤振的影响很大：
图3 3组典型工作间隙下瓦块动态响应
(1)0.3 mm工作间隙。扰动结束后，瓦块位移为0，摆角趋于定值0.52×10-3°。瓦块支撑在背部支点上，没有出现颤振。
(2)0.6 mm工作间隙。瓦块位移波动幅度为0～0.3 mm，摆角波动幅度为±0.75×10-3°，瓦块出现了颤振。波动过程中，瓦块没有固定支点，最小油膜厚度一直为正，瓦块和轴颈之间没有接触。瓦块颤振频率为26.08 Hz，近似等于转速的0.5倍。
(3)0.8 mm工作间隙。瓦块位移波动幅度0～0.8 mm，接近瓦块工作间隙。摆角波动幅度-3.5×10-3°～2.1×10-3°，频率为26.08 Hz。波动过程中油膜厚度有时达到0，说明瓦块与轴颈之间发生了碰撞。碰撞时瓦块摆角为负，说明进油边出现了碰撞。这很好地解释了可倾轴承颤振后上瓦进油侧乌金疲劳损坏现象。
2.3 转速对颤振的影响分析
图4给出了升速过程中摆角响应频谱变化情况，上下2个图分别代表试验结果[11]和计算结果。两个图上所表现出来的颤振特征相似。低速下几乎没有颤振现象。随着转速的升高，开始出现颤振，颤振幅值越来越大，颤振频率基本保持为0.5 x转速频率。
图4 瓦块摆角响应频谱随转速变化情况
3 瓦块颤振过程的细化分析
图5给出了颤振过程中瓦块摆角和位移响应曲线。图中数字1～4代表瓦块4种典型工作状态。假设初始时位移和摆角都为0，瓦块中心位于轴颈中心上方。瓦块颤振过程细化分析如下：
(1)状态1～状态2。收敛油楔位于瓦块下游，在油膜力作用下瓦块向负方向摆动。因间隙大、油膜力小，在重力作用下瓦块向下运动。下移过程中，收敛油楔逐渐向进游侧移动，瓦块负角度摆动趋势变缓，直到摆角达到负值最大。
(2)状态2～状态3。重力作用下瓦块继续下移，收敛油楔进一步向上游侧移动。在油压作用下，瓦块摆角逐渐由负恢复到0。因油压越来越大，瓦块下移趋势逐渐变缓，直至下移量达到最大为止。
(3)状态3～状态4。此时瓦块间隙较小，油膜力大于重力，瓦块开始向上移动，位移逐渐减小。瓦块摆角在油膜力作用下进一步增大。但是受瓦块上移、收敛油楔向下游移动影响，瓦块摆角增大趋势逐渐变缓，直到达到最大值为止。
(4)状态4～状态1。在油膜力作用下，瓦块进一步上移，直到碰到支点为止。收敛油楔进一步向下游移动，瓦块摆角逐渐减小，直到0为止，回到初始状态1。
图5 瓦块摆角和位移响应过程
4 瓦块颤振机理分析
瓦块工作间隙较小时，油膜力较大。在油膜力作用下，瓦块有一个固定支点，瓦块可以简化为一个单自由度系统，摆动过程中能很快找到平衡位置而稳定下来。瓦块工作间隙较大时，油膜力较小不足以支撑瓦块，瓦块会下移，下移趋势因油膜力逐渐增大而变缓。油膜力进一步增大超过重力后，瓦块又会向上移动。整个过程中瓦块没有一个固定支点。这是瓦块颤振的根本原因。
5 瓦块颤振和油膜失稳之间的区别
瓦块颤振和油膜失稳都会诱发低频振动，都是当转速达到一定值后才会发生，两者故障特征很相似。但是两者之间也有较明显的差别，主要表现在：
(1)油膜失稳大多发生在轻载轴承上，颤振大多发生在重载轴承上。
(2)油膜失稳容易导致轴承下瓦块损坏，颤振容易导致上瓦块进游侧乌金疲劳损坏。
(3)油膜失稳发生后转轴将产生大幅振动，颤振发生后有可能瓦块振动而转轴不振。
两种低频振动故障机理不完全相同，治理措施也不同，辨别两种低频振动故障特征差异很重要。
6 结 论
所建立的流固耦合模型较好地分析了可倾轴承颤振机理，指出颤振实际上是由于瓦块运动过程中缺少固定支点所引起的。
颤振和油膜失稳所导致的振动现象相似性很强，但机理不同，治理方法不同，需要明确区分。
在瓦块出油边安装制动弹簧是目前普遍采用的方法。这种方法可以防止瓦块与轴颈之间的接触碰撞，但是无法真正消除颤振。工程上已经发生过多起因颤振而导致制动弹簧断裂故障。
瓦块工作间隙对颤振影响很大。预负荷系数Δ决定了工作间隙。由轴承理论可知，预负荷系数通常选值0.3～0.7。Δ=0.5时，静态下上瓦块处Cs=C，转动状态下轴颈上抬后Cs
在上瓦进油侧设置收敛油楔，可以让瓦块一直处于挤压承载状态，是一个有效的颤振抑制措施。油楔形状、深度和角度等需要优化设计。
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