滑动轴承间隙对转子稳定性的影响

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Sliding Bearing Oil Film Thickness Influence the Stability of RotorZHANG Ai-ping，LIN Sheng-qiang，LI Yu-jiao(Northeast Dianli University，Jilin 132012，China)Abstract：Calculating N-S equations method to study the characteristics of oil film bearing through the CFD software，witchcan more realy reflect actualy oil film properties than through calculate Reynolds equation.Set up diferent bearingclearance model that impo CFD software to calculate，then analysis rotor stability in different bearing clearance Numericalresults show that different bearing clearance on rotating mechanical play important role in rotor stability。

Key words：sliding bearing；bearing clearance；rotor stability；numerical simulation；CFD0 前 言大型旋转机械广泛使用滑动轴承，在研究滑动轴承油膜特性时，大部分是通过求解 Reynolds方程的方法，如文献 [1- 3]，但基于 Reynolds方程求解有很多弊端，如考虑不到压力进油 口对轴承油膜的影响、不考虑剪切力对油膜力的影响、漩涡、湍流等。随着计算机的发展，可 以直接通过计算N-s方程来研究滑动轴承油膜的特性。很多学者也开始运用 CFD软件求解 N-S方程，以此来研究滑动轴承油膜压力特性，如文献[4-6]，在计算实际滑动轴承油膜特性时，比较关键部分是湍流模型的选择，如文献[4]用 RNG k-S模型修正了湍动黏度，但是不能很好地满足狭小通道的剪切应力 ，文献[5]计算的网格数目不足以精确表示油膜特性，也没有合适的提出湍流模型。本文考虑到不可忽略的油膜剪切应力 ，运用 Shear Stress Transport湍流模型来计算油膜特性，它可以考虑到狭小通道的剪切应力，而且不会过分估算漩涡的强度，可以准确地计算出实际油膜特性〖虑到温度对油膜的影响，采用温度压力耦合计算，并结合转子稳定性，合理地分析油膜对转子稳定性的影响 。

不同的滑动轴承间隙对油膜的稳定性有很大的影响，系统对轴承间隙很敏感，所以很有必要对轴承间隙大续行分析，以便系统安全稳定的运行。

1 计算物理模型让篁的物理槿型如图 ! 示，轴承的设计参数为：轴颈收稿日期：2012-09-03直径 D25mm，轴承的宽径比B0.8，偏心率 e5%，转子的转速 n3 O00r/min，润滑油牌号 L-TSA22，润滑油密度为890kg/m ，动力黏度 叼0.018 5Pa·s，根据常用的间隙比和偏心率来确定最小油膜厚度建立三维模型。为 了最大减小压力油口对油膜的影响，压力进油 口开在最大油膜厚度处，压力进油口直径为2.5mm。用三维软件 ug建立不同轴承间隙的模型，后导人 icem CFD里画六面体非结构网格 ，使计算更加精确。画好网格再进入 CFD软件中计算。

模拟计算的滑动轴承平均半径间隙分别为0.06mm、0.07mm、0.08mm、0.10mm，以这 4个轴承间隙分析其对滑动轴承油膜的影响。轴承间隙相对于直径显得很小，所以画合理计算网格很困难，但现在运用最先进画网格软件 iecmCFD，就比较容易在狭袖隙内画合理的网格。画网格的方法为Delaunay来生成六面体非结构化网格，网格总数为60万 -80万，最小网格长度为0.005mm，最大网格长度为0.0lm m o2 数值计算数学模型油膜运动状态是处于高速旋转和狭小的间隙中，由于转子的偏心和压力油 口的存在，润滑油肯定是处于湍流的状态，且对于黏性流体最主要的特征是，它具有有旋性，用层流计算就没有那么精确。因此采用合理湍流模型计算很关键。

其中连续性方程为：鱼 1：0m ax az作者简介：张艾萍(1968.)，男，教授，现主要研究方向：热力设备的经济性诊断和故障诊断。

88 汽 轮 机 技 术 第 55卷莺'R筌跫图 3 轴承间隙对压力油膜的影响程计算轴承的压力值由文献[2]所得，比较曲线如图4所示。

从图形中可以看出，基于理论计算的压力油膜曲线平滑，没有波动，而实际上有压力油口或者油槽存在时，最大压力应该是0.2MPa，而不应该是低于进油口压力 ，因此压力不能平滑过渡；基于理论计算忽略很多因素，所以理论计算油楔负压区的负压值高于 N-S方程所计算的负压值；而对于N-s方程所计算的负压值要形成理论油楔压力值，则模拟计算需要更大的进口压力值才能获得，基于N-s方程计算明显优于Reynolds方程计算，所以基于N-s方程计算更能反映实际运行中的油膜特性。

-R出超图4 模拟与理论油膜压力的比较不同轴承间隙对油膜的影响如图 5所示。从图中可以看出，轴承间隙越小，油膜的承载能力越大；结合图 2可得到，轴承间隙为0.06mm，虽然能提供高载荷的油膜，但油膜鲁R出醛趣图5 不同轴承间隙对油膜压力影响发生变形，油膜处于不稳定的状态 ；轴承间隙如果太小，对系统的运行也是不利的。

4 滑动轴承间隙对转子稳定性的影响汽轮机转子的稳定性是指汽轮机转子受到微小扰动后保持恢复原来状态的能力或属性。转子运行的前提是它可以得到稳定性的保证，但是转子运动状态是受到外界扰动干扰的，只有转子运行的稳定 ，才能保证整个系统运行的稳定性 ，这就需要转子要有较强的抗干扰和抗外界激励 的能力。

在研究汽轮机转子稳定性时，轴承间隙对转子稳定性起着关键性的作用。

在转子运行中，存在最佳的轴承间隙，使得系统的抗干扰能力最强 ，不容易产生油膜震荡和系统振动；由机械设计手册对滑动轴承的设计中，宽径比0.8、偏心率为0.5%、转子转速为3 000r/min的压力供油的径向轴承，其最佳轴承间隙为0.07mm J，此时轴承间隙对转子运行是最稳定的，抗外界干扰能力也是最强的。当转子受到外部激励时，如转子负荷变化，振动等因素，引起最小轴承间隙的变化 ，但在最佳间隙下，可以最大限度的去平衡这些扰动 ，减小油膜失稳和震荡发生的几率，为转子提供最佳的运行环境。

从图2中可看出，轴承间隙为0.07mm时，压力油膜基本是椭圆形状，处在轴承中心，向外平行扩散，油膜比其它情况更加的稳定，抵抗外界扰动能力最强 ，是转子和机组稳定性的最好间隙。在不同圆周角度110。、95。、65。上读取轴承切向油膜压力如图6所示：压力分布成抛物线分布的形式，正压区和负压区交界处有不变的压力 0Pa∩以看出轴承瓦块中间部分受力大，也是最容易破坏的地方，轴承问隙越小对轴承破坏力是越大的，因为设计轴承时，是用平均载荷去设计的；而实际油膜分布是成抛物线分布，轴承间隙越小，抛物线越陡，对轴承的破坏能力存在很大隐患；所以实际转子运行中确定合理的轴承间隙很有必要，防止轴瓦受损，影响转子和机组的稳定性。

鲁出毯霞5 结 论图6 不同圆周角度切向压力分布基于 N-S方程计算克服很多 Reynolds方程理论计算的弊端，更加准确提供实际油膜的状况，数值计算结果表明：(下转第 117页)第2期 李燕勇等：汽轮发电机组轴承载荷应变识别法及试验研究 11720-。转轴垂直方向上的实际应变量为：嘞 半 (3)式中，s，、s 分别为主测量片位于最低和最高位置时的应变值。

2.3 试验结果分析在转子试验台初始安装状态下，应用三截面应变法和顶举法测试了4号 、5号轴承载荷。表 1给出了测试结果比较。

两种方法所测结果相近。顶举法测量时，支点在轴承附近，本文没有考虑支点位置影响，没有补偿顶举系数 ，所测结果有-定误差。

表 1 三截面应变法和顶举法测试结果 单位：N表 2给出了轴承载荷随 4号轴承标高变化情况。标高调整量为0.1trim时。应变法能够识别出轴承载荷变化，说明本方法比较灵敏。4号轴承标高调整量在0-0.8mm内变化时，4号、5号轴承载荷变化基本为线性。标高调整量大于0.8mm之后，因为调整量超过了轴承间隙，转轴碰到上瓦 ，产生了 1个向下的附加反力，导致测试结果产生了误差。表现在图6上，就是曲线变化趋势出现 了比较明显的转折点。4号轴承标高抬高后 ，4号轴承载荷增大，5号轴承载荷降低 ，该现象与计算分析完全相同。

表 2 轴承载荷随4号轴承标高变化情况 单位 ：N标高调整量 4号轴承 5号轴承 标高调整量 4号轴承 5号轴承m m m m O.0 949 1 ll0 0.5 1 750.5 399.20.1 1 l12.7 964.2 O.8 2 087.2 l13.60.2 l 271.6 8l9.8 1.0 2 695.6 -345.83 结 论本文提出通过测量轴承座附近转轴3个截面上的应变冬瞧辐幅暴苣枢幅暴轴承抬高量/lain( 4号轴承轴承抬高量 /lain( 5号轴承图6 轴承载荷随4号轴承标高变化情况值来识别轴承所承受的载荷。转子试验台测试结果表明，该方法能够比较准确地识别出轴承载荷，线性度较好。

大型汽轮发电机组安装好后，轴承所承受的实际载荷难以准确知道。本文所提出的方法可以解决该问题 ，具有较强的工程应用价值。