600mw汽輪發(fā)電機(jī)組橢圓瓦軸承油膜壓力特性分析

600mw汽輪發(fā)電機(jī)組橢圓瓦軸承油膜壓力特性分析

0軸承實際油膜的靜動態(tài)特性發(fā)電機(jī)械是主要設(shè)備之一。動壓滑動軸承作為汽輪發(fā)電機(jī)組的重要部件,直接影響到汽輪機(jī)組的安全與穩(wěn)定運行。研究滑動軸承的油膜特性可以為機(jī)組的設(shè)計、運行提供必要的理論支持,對于提高機(jī)組的穩(wěn)定性具有十分重要的意義。國內(nèi)外許多學(xué)者采用求解雷諾方程來研究軸承的動靜特性。如文獻(xiàn)[1,2],采用了不同的方法求解雷諾方程,研究了橢圓軸承油膜的壓力特性。但是由于雷諾方程忽略了慣性項和油膜曲率等因素,所以結(jié)果不能真實反映軸承的實際油膜特性,具有一定的誤差。而通過直接求解N-S方程的方法研究動壓滑動軸承靜動態(tài)特性,可以更全面、準(zhǔn)確反應(yīng)動壓滑動軸承的流體動力學(xué)特性。如文獻(xiàn)應(yīng)用Fluent建立了橢圓軸承物理模型和數(shù)學(xué)模型,計算分析了橢圓軸承油膜的壓力特性。但是,因為在建模過程中針對的是尺寸縮小后的小型滑動軸承,尺寸上與實際機(jī)組中的滑動軸承差距很大,所以得到的結(jié)果并不能準(zhǔn)確、真實地反應(yīng)軸承實際油膜的靜動態(tài)特性。本文以600MW機(jī)組的可傾瓦軸承為研究對象,應(yīng)用CFD方法計算分析了軸承的油膜壓力特性,得到了進(jìn)油壓力及橢圓度影響實際油膜特性的相關(guān)結(jié)論,對機(jī)組的穩(wěn)定安全運行提供了可靠的理論依據(jù)。1頂隙比的比以某600MW機(jī)組的橢圓滑動軸承為原型,建立物理模型的尺寸參數(shù)如表1所示。其中橢圓度表示側(cè)隙比Ψ*與頂隙比Ψ的比值,即Ψ*/Ψ。結(jié)構(gòu)示意圖如圖1所示,注油口、回油口均位于下瓦側(cè)下方,沿豎直中心線呈對稱分布,水平中心線上有一進(jìn)油口,將油注入軸頸與軸瓦之間的腔體內(nèi)。對于橢圓軸承,將右端進(jìn)油口處設(shè)置為壓力進(jìn)口,左端出油處設(shè)置為壓力出口,軸頸位置設(shè)置為旋轉(zhuǎn)面,其他位置設(shè)置為壁面。橢圓軸承網(wǎng)格劃分如圖2所示。2數(shù)學(xué)模型2.1守恒定律所依據(jù)的基本方程流體流動所遵循的物理定律,是建立流體運動基本方程的依據(jù),而基本方程則是對守恒定律的數(shù)學(xué)描述?；痉匠讨饕ㄙ|(zhì)量守恒方程、動量守恒方程以及能量守恒方程。2.1.1質(zhì)量守恒方程在直角坐標(biāo)系的微分形式中,直角坐標(biāo)系根據(jù)質(zhì)量守恒定律,單位時間內(nèi)流進(jìn)和流出控制體的質(zhì)量之差,等于控制體內(nèi)部流體質(zhì)量的增加量,由此可以導(dǎo)出質(zhì)量守恒方程在直角坐標(biāo)系下的微分形式為:式中,ρ表示流體的密度,kg/m3;t表示時間,s;u、v、w表示某一時刻的速度矢量在x、y、z3個方向上的分量。2.1.2時間變化率的微分形式根據(jù)動量守恒定律,在一個給定的流體系統(tǒng)中,動量的時間變化率應(yīng)該等于作用在其上的外力總和,其微分形式表達(dá)如下:式中,μ是動力粘度;ρ為流體的密度;Su、Sv、Sw為N-S方程的廣義源項。2.1.3微元體內(nèi)部的熱流量的計算能量守恒定律實際上就是熱力學(xué)第一定律在流體運動中的應(yīng)用,它的表述為:進(jìn)入所取微元體內(nèi)部的凈熱流量加上體積力和表面力對微元體所做的功應(yīng)該等于所取微元體內(nèi)部熱力學(xué)能的增加率。其微分形式如下所示:式中,cp為比熱容,T為溫度,k為傳熱系數(shù),ST為流體的內(nèi)熱源及由粘性作用流體機(jī)械能轉(zhuǎn)換為熱能的部分。2.2高應(yīng)變率模型因為滑動軸承是帶有強烈旋轉(zhuǎn)并緊貼彎曲壁面的流體模型,所以標(biāo)準(zhǔn)k-ε模型對此已不適用,故本文采用RNGk-ε模型(重整化群k-ε模型)。RNGk-ε模型修正了湍動黏度,考慮了平均流動中的旋轉(zhuǎn)流動情況,因此能夠更好地處理高應(yīng)變率及流線彎曲較大的流動,避免了標(biāo)準(zhǔn)k-ε模型在用于強旋流、彎曲壁面流動或者彎曲流線流動時產(chǎn)生的失真。RNGk-ε模型的湍動能k方程和耗散率ε方程分別如下:式中,μeff表示有效黏度;μt表示湍流粘性系數(shù);μ表示動力粘度;Gk表示平均速度梯度引起的湍流動能;Gb表示由于浮力影響引起的湍動能產(chǎn)生;YM表示可壓縮湍流脈動膨脹對總的耗散率的影響;αk和αε分別表示湍動能k和耗散率ε的有效湍流普朗特數(shù)的倒數(shù)。作為常數(shù),C1ε=1.42,C2ε=1.68,C3ε=0.09,Cμ=0.0845。3軸頸壓力等形式將進(jìn)油口設(shè)置為壓力入口,方向為垂直入口面向里;兩個端面出油口設(shè)置為壓力出口,壓力大小與外界環(huán)境壓力相等,相對壓力設(shè)置為0Pa,方向為垂直出口面向外;軸頸按設(shè)置轉(zhuǎn)速旋轉(zhuǎn),其他部分設(shè)置為壁面邊界。離散格式均采用二階迎風(fēng)格式。選擇SIMPLE解法求解。為了控制計算精度,設(shè)定連續(xù)方程、動量方程、k、ε的殘差均為0.001,能量方程殘差為1×10-6初始化邊界條件并開始選代計算。3.1總負(fù)壓區(qū)極值將進(jìn)油壓力為0.01MPa、0.02MPa、0.03MPa、0.05MPa、0.10MPa、0.15MPa。選取橢圓度為Ψ*/Ψ=2.0。設(shè)置軸頸轉(zhuǎn)速為3000r/min,初始化流場,計算直至殘差曲線收斂,得到計算結(jié)果如下:不同進(jìn)油壓力條件下,油膜的三維壓力云圖見圖3。由圖3所示,當(dāng)進(jìn)油壓力為0.01~0.05MPa時,橢圓軸承整個油膜的壓力分布趨勢相同,均出現(xiàn)兩個正壓區(qū)和一個負(fù)壓區(qū),兩個正壓區(qū)分別位于軸承上、下瓦,負(fù)壓區(qū)位于靠近軸承出油口的位置;下瓦正壓區(qū)在下瓦右側(cè)位置,其壓力梯度分布呈現(xiàn)出長條狀;上瓦正壓區(qū)的壓力梯度呈現(xiàn)出橢圓狀分布;負(fù)壓區(qū)的壓力梯度仍呈現(xiàn)出同心圓狀,且負(fù)壓極值位于負(fù)壓區(qū)的中心,而且負(fù)壓區(qū)壓力以負(fù)壓極值為中心基本呈對稱分布。順著軸頸旋轉(zhuǎn)方向,油膜壓力迅速增大直至下瓦正壓區(qū)最大值,然后壓力急劇減小直至負(fù)壓極值,之后迅速變化成上瓦正壓區(qū)最大值,然后回到初始壓力值。當(dāng)進(jìn)油壓力為0.05~0.15MPa時,進(jìn)油口位置出現(xiàn)了向負(fù)壓變化的趨勢。分析原因可能是由于進(jìn)油壓力增大時,軸承內(nèi)的潤滑油與新注入的潤滑油存在壓力差,在進(jìn)油口位置處混合,使局部位置產(chǎn)生了壓力值變化。除進(jìn)油口位置外,其他區(qū)域的油膜分布基本上沒有變化。取軸承的中心截面為特征截面,分析壓力極值隨進(jìn)油壓力的變化情況,如表2所示。壓力極值隨進(jìn)油壓力變化趨勢如圖4所示。結(jié)合表2和圖4可以得出,隨著進(jìn)油壓力的變化,上瓦正壓區(qū)和下瓦正壓區(qū)極值均呈現(xiàn)出增大的趨勢,但整體來看增大趨勢較平緩,最后分別穩(wěn)定在1.2~1.7MPa左右;負(fù)壓區(qū)極值整體看也隨著進(jìn)油壓力的變化而逐漸降低,但變化范圍穩(wěn)定在-2.8~-2.9MPa之間。承載力隨進(jìn)油壓力的變化情況如表3所示。承載力隨進(jìn)油壓力變化趨勢如圖5所示。結(jié)合表3和圖5可知,隨著進(jìn)油壓力的增大,承載力整體呈現(xiàn)出線性增大的趨勢,但承載力曲線對應(yīng)斜率存在明顯差異,可分為兩個過程:當(dāng)進(jìn)油壓力在0.01~0.05MPa之間時,承載力的增大趨勢較明顯,對應(yīng)直線斜率較大;當(dāng)進(jìn)油壓力在0.05~0.15MPa之間時,承載力變化趨勢趨于平緩,對應(yīng)直線斜率較小。所以可以得出結(jié)論,供油壓力在0.1~0.5MPa之間時,對承載力的提升效果更佳明顯,增大供油壓力可以明顯提升軸承油膜的承載能力,為保證軸承的承載能力,最佳供油壓力為0.10~0.15MPa。3.2橢圓度對油膜穩(wěn)定性的影響分析橢圓度是設(shè)計橢圓軸承的重要參數(shù)之一,但對于橢圓度與橢圓軸承穩(wěn)定性的研究還處于初始階段。所以本文通過改變軸承的橢圓度,計算分析了橢圓度對橢圓軸承壓力特性的影響。設(shè)置軸頸轉(zhuǎn)速為3000r/min,選取橢圓度分別為1.5,2.0,2.5,3.0,3.5,4.0。經(jīng)計算得到不同橢圓度條件下,油膜三維壓力云圖如圖6所示。由圖6可知,當(dāng)橢圓度為1.5時,以油膜厚度最小處為分界線,楔形收斂區(qū)油膜壓力為正壓,發(fā)散區(qū)為負(fù)壓,負(fù)壓區(qū)分布呈現(xiàn)同心圓狀。與之不同的是,橢圓瓦軸承的上瓦開始出現(xiàn)正壓區(qū),說明形成了有效承載的油膜。但是因為橢圓度較小,軸頸與軸瓦之間的梯度較小,潤滑油的擠壓程度有限,所以油膜壓力較小且分布較分散。當(dāng)橢圓度為2.0時,上瓦油楔正壓區(qū)壓力分布呈現(xiàn)出橢圓狀,而且隨著橢圓度的增大,壓力的橢圓狀分布更加明顯,壓力值也逐漸增大。這說明橢圓度增大,軸頸與上瓦形成油楔的梯度增大,潤滑油的擠壓程度加劇,油楔形成的油膜壓力增大,所以上瓦油楔壓力值逐漸增大。下瓦油楔正壓區(qū)壓力分布變得集中,而且隨著橢圓度增大,壓力值呈減小的趨勢。這說明由于橢圓度增大,軸頸與軸瓦的側(cè)隙明顯增大,流失的潤滑油量增加,造成下瓦油楔的擠壓程度不足,形成的油膜壓力減小,故下瓦油楔的壓力值減小。當(dāng)橢圓度大于2.5時,上瓦開始出現(xiàn)負(fù)壓區(qū),且隨著橢圓度的增大,負(fù)壓區(qū)逐漸呈現(xiàn)出心形分布,其他區(qū)域的壓力分布沒有發(fā)生明顯變化。不同橢圓度條件下,油膜的壓力極值如表4所示。由表4可以得出,隨著橢圓度的增大,下瓦油膜的正壓極值呈減小趨勢,上瓦油膜的正壓極值呈增大趨勢。壓力極值隨橢圓度變化趨勢如圖7所示。分析圖7可知,當(dāng)橢圓度小于2.0時,下瓦油膜壓力值較大,上瓦油楔的承載力較薄弱,軸頸容易產(chǎn)生渦動,造成油膜失穩(wěn)。當(dāng)橢圓度為2.0~3.0時,上、下瓦的壓力極值變化均趨于平緩,并且差值保持穩(wěn)定,此時上、下瓦承載能力都比較強,可以形成有效的壓力油膜,保證軸承的穩(wěn)定運行。當(dāng)橢圓度大于3時,油膜的主承壓區(qū)(即下瓦油楔承壓區(qū))壓力值逐漸減小,使得軸承的承載力不足,進(jìn)一步加大摩擦阻力,影響油膜的穩(wěn)定性。綜上所述,橢圓度是影響橢圓軸承壓力特性的重要因素。當(dāng)橢圓度較大時,軸承的主要承壓區(qū)下瓦油楔的擠壓程度不足,使得軸承的承載力不足,進(jìn)一步加大摩擦阻力,引起油膜失穩(wěn);當(dāng)橢圓度較小時,上瓦油楔又很難形成有效的承載油膜。所以如何選取合適的橢圓度,對于保證軸承的穩(wěn)定性尤為重要。通過分析可以得出保證軸承穩(wěn)定的最佳橢圓度為2.0~3.0,這時雙油楔油膜的完整性最好,同時上、下瓦兩個承壓區(qū)承壓能力較強,能夠有效抑制軸頸的渦動,提高軸承的穩(wěn)定性。計算分析結(jié)果與實際要求的最佳橢圓度一致。4可選用可冷劑最佳供熱壓力的確定本文以600