可倾瓦块流固耦合动力学仿真分析

可倾瓦块流固耦合动力学仿真分析

滑动轴承是旋转机的重要部件。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。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。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,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等等分析了进油边处收敛油楔形状对瓦块颤振的影响。Yang等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,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。文献应用声发射技术监测了可倾轴承瓦块颤振摆动现象。文献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可倾斜块流固耦合动力学模型1.1制动弹簧反作用力图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: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。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: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,计算中取式中,cs为瓦块工作间隙。1.2轴承压力分布图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:求解时边界条件为:AB边、CD边和BC边:p=0;轴承中部AD边: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:1.3可渗透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:2可由倾斜过载引起的失稳振动分析2.1计算参数Yang等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。2.2瓦块与轴颈间的颤振图3给出了3组工作间隙下(0.3mm、0.6mm和0.8mm)瓦块位移、摆角动态响应情况,转速为3000r/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:(1)0.3mm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)0.6mm工作间隙。瓦块位移波动幅度为0~0.3mm,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26.08Hz,近似等于转速的0.5倍。(3)0.8mm工作间隙。瓦块位移波动幅度0~0.8mm,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26.08Hz。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试验结果和计算结果图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0.5x转速频率。3重力工况下瓦块摆动图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。4单自由度体系摆动稳定过程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油膜失稳和转轴之间显的差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颤振抑制措施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<C,上瓦块可以处于稳定状态。Δ=0.3时,静态下Cs=1.4C,如果轴承载荷较重,转动状态下轴颈上抬量较小,上瓦块就有可能因Cs>C而颤振。为了消除颤振,预负荷系数越大越好。预负荷系数太大容易导致轴承瓦温过高,有一定限制。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。式中,H=h/c为无量纲油膜厚度,h,c分别为油膜厚度