滑動軸承油膜厚度對轉子穩(wěn)定性的影響

1、滑動軸承油膜厚度對轉子穩(wěn)定性的影響張艾萍，林圣強（東北電力大學成教學院，吉林省吉林市132012）摘要：近幾年來，隨著大型旋轉機械的廣泛應用，對滑動軸承的穩(wěn)定性提出了更高的要求。傳統(tǒng)研究是通過計算Reynolds 方程、或者基于Reynolds方程提出更好的計算，但都忽略很多因素，如剪切力、沿厚度方向的壓力梯度等。而直接通過CFD軟件 計算N-S方程的方法來研究滑動軸承的油膜特性，更能真實反映實際運轉中的油膜特性。通過數(shù)值模擬可以看出，不同油膜厚度對 旋轉機械轉子穩(wěn)定性起著非常重要的作用。當最小油膜為0.02mm時，油膜負壓區(qū)的壓力為-73kPa。當最小油膜厚度為0.03mm時， 油膜負壓區(qū)的

2、壓力為-33kPa。當最小油膜厚度為0.04mm時，油膜負壓區(qū)的壓力為-21kPa，但是此時油膜巳經(jīng)不是很穩(wěn)定。當油膜 厚度為0.08mm時，負壓區(qū)很小，也就基本形成不了油楔。數(shù)值計算結果表明油膜厚度對轉子穩(wěn)定性起著關鍵的作用。關鍵字：油膜厚度滑動軸承轉子穩(wěn)定性數(shù)值模擬Sliding bearing oil film thickness influence the stability of rotorZhang ai-ping Lin sheng-qiang(Northeast Dianli University ,Jilin 132012)Abstract: In recent years,

3、Along with the wide application of large rotating machinery, the stability of sliding bearings put forward higher request.Traditional research is calculated for Reynolds equation, or based on calculated Reynolds equation developed better,but ignore many factors, such as shear force, the thickness of

4、 the direction of the pressure gradient through thickness direction, etc.And directly through the CFD software calculation N-S equations method to study the characteristics of oil film bearing, can more really reflect the actual operation of the oil film properties.through numerical simulation can r

5、ealize,different oil film thickness for rotating mechanical rotor stability plays significant important role.When the minimum oil film is 0.02 mm, the pressure of the oil film negative pressure for -73 kPa.the pressure of the oil film negative pressure for-33 kPa while the minimum oil film thickness

6、 of 0.03 mm. The pressure of the oil film negative pressure for-21 kPa when the minimum oil film thickness of 0.04 mm,but this time the oil film is not stable.When oil film thickness of 0.08 mm, negative pressure area is small,and can not easy form oil wedge.Numerical results show that the oil film

7、thickness of the rotor stability playing the key role.Key words: oil film thickness;sliding bearing;rotor stability; numerical simulation大型旋轉機械廣泛使用滑動軸承，而機械旋轉穩(wěn) 定主要取決于油膜的特性。國內(nèi)外許多旋轉機械油膜 失穩(wěn)引起的故障表明，線性化雷諾方程油膜力模型有 許多局限性，線性化的油膜力與實際已經(jīng)有很大的偏 差，實際運行中油膜特性存在許多的非線性，而且不 能被忽略。所以從八十年代起，人們開始關注非線性 油膜力解析，現(xiàn)在很多學者研究求解Reyno

8、lds方程非 線性來反映真實的油膜運動特性，提出很多的分析方 法如經(jīng)典方法有攝動法、平均法，KBM法等；研究參 數(shù)激勵的非線性系統(tǒng)的響應如廣義諧波平衡法，L-S 法，奇異理論等。學者提出許多非線性求解的方法， 但目前還無法找到適應的方法來研究1-3J另一方面基于Reynold s方程非線性求解有很多的 弊端。隨著汽輪機的大型化和高速化，對油膜特性研 究提出了更高的要求，非線性仍然滿足不了高速旋轉 機械轉子穩(wěn)定性發(fā)展的需求。現(xiàn)在很多學者計算N-S 方程來研究滑動軸承的油膜特性，文獻4用RNG k-s 模型修正了湍動黏度，但是不能很好的考慮好狹小通 道的剪切應力。文獻5計算的網(wǎng)格數(shù)目不足以精確表

9、示油膜壓力特性，也沒有提出合適的湍流計算模型。 文獻6特意的應用氣液兩相流原理計算油膜特性，并 不能很好的放映流體本身的流動特性。文獻4-6 都只 用一種模型計算，沒有提出最好的軸承的間隙比，不 能很好的反映實際應用當中的油膜特性。隨著CFD軟 件日益成熟和計算機的發(fā)展，在求解三維流體復雜的 湍流流動已經(jīng)很簡便了，計算遵循流體本身的流動特 性。在求解滑動軸承特性油膜特性的主要問題是選擇 合適的湍流模型，現(xiàn)在發(fā)展起來的CFD有限元軟件， 根據(jù)實際確定難解問題，提供許多計算不同湍流特性 的模型，本文考慮了不可忽略的油膜剪切應力，用Shear Stress Transport湍流模型來計算。它可以很

10、有考慮到狹 小通道的剪切應力，而且不會過分估算漩渦的強度， 可以很好的表示出油膜的實際特性?？紤]到溫度對油 膜的影響，本文采用溫度壓力耦合計算，并結合轉子 穩(wěn)定性，合理的分析油膜對轉子穩(wěn)定性的影響。不同 的油膜厚度對油膜的穩(wěn)定性有很大的關聯(lián)，厚度小容 易產(chǎn)生油膜震蕩，厚度大也可能產(chǎn)生油膜失穩(wěn)。所以 油膜厚度的對轉子穩(wěn)定性有很重要的意義。通過對比 發(fā)現(xiàn)Reynold s方程非線性的計算與實際之間的差異，以 便更深刻了解油膜的實際特性。1數(shù)值計算物理模型考慮到計算機的計算能力和便于網(wǎng)格無關性的討 論，設計參數(shù)為：取軸頸直徑D=25mm來建立模型。 汽輪機軸承的寬徑比B=0.8，偏心率e=5%，轉子

11、的轉 速n=3000r/min，汽輪機潤滑油牌號L-TSA22,汽輪機潤 滑油密度為890 kg/m3動力粘度n =0.0185Pa - s，根據(jù) 汽輪機常用的間隙比和偏心率來確定最小油膜厚度建 立三維模型。為了不影響油膜的特性把開口設置在油 膜最大處。用三維軟件ug建立模型在導入icem CFD 里畫網(wǎng)格。模擬計算的油膜的最小油膜厚度分別為0.02mm、 0.03mm、0.04mm、0.06mm。因油膜間隙相對于軸頸 的直徑小很多，畫合理計算的網(wǎng)格很困難，運用最新 的最先進畫網(wǎng)格軟件iecm CFD。畫網(wǎng)格的方法為 Delaunay來生成六面體非結構化網(wǎng)格，網(wǎng)格總數(shù)為 6080萬，最小網(wǎng)格長

12、度為0.005mm，最大網(wǎng)格長度 為 0.01mm。minimum o i l fiem t hi ck n 圖1物理模型Fig.1 Physical model2數(shù)值計算數(shù)學模型minimum o i l fiem t hi ck n 圖1物理模型Fig.1 Physical model油膜運動狀態(tài)是處于高速旋轉和狹小的間隙中，由 于偏心的存在，轉子對潤滑油膜的擾動是激烈的，因 此湍流程度大，采用湍流模型計算。其中連續(xù)性方程 為：dp -+ dtd(pu)也dxdydp -+ dtd(pu)也dxdy式中：P是流體密度；t是時間；w是速度；假設潤滑油在流動過程中，黏性力不隨溫度的變 那么不壓

13、縮粘性流體的N-S方程簡化為：*機)L + 一 dx dxV j i Jp有-叫一五+* X當潤滑油的慣心力相對于黏性力不可忽略時，湍流 就會發(fā)現(xiàn)，湍流是一個三維、非穩(wěn)態(tài)且具有較大規(guī)模 的復雜流動過程，對計算過程影響很大。考慮到湍流 的剪切應力不可忽視，運用SST(Shear Stress Transport) 模型，它可以精確預測流動的開始和負壓梯度條件下 的流動的分離量。SST最大優(yōu)點在于它考慮到湍流的 剪切應力，從而不會對渦流黏度造成過度預測。其中 渦流的粘度方程為：_ a kt max(a w, SF )12式中：F2是一個混合函數(shù)，W是應變的一個估算，k 單位體積湍動能?；旌虾瘮?shù)對模

14、型起至關重要的重要，其公式對流 體變量和到壁面距離有關，它的值可以表示為： TOC o 1-5 h z F = tanh(arg4)11其中.(k 500v)4pkarg1 = minl m叫麗E |,DV7 IIkw w 2)CD = max 2 pkwCD = max 2 pkwVkVw,1.0 x 10 -10b 2wJF = tanh Crg2)(待 F = tanh Crg2)arg2 = m麗J式中：y為到最近壁面的距離，v為運動黏度，k代表 k方程，w代表w方程。3圓柱軸承潤滑油膜壓力特性數(shù)值計算結果不同的油膜厚度分別導入CFD軟件中計算，進口 壓力為0.2Mp，出口設置為自然出

15、口(opening)，用 SST湍流模型，選擇熱量方程(Thermal Energy)傳熱 模型。計算采用先用一階格式去得到初場，在用高階 格式繼續(xù)計算，以便節(jié)約時間和獲得精確的結果。高 階計算時收斂殘差設置為1e-6，在模擬中1e-4的殘差可以獲得比較穩(wěn)定的分布圖，1e-5是可以獲得工業(yè)上 運動，殘差設置高，求解時間增加。模擬結果如圖2接受的積分數(shù)量值，1e-6是非常精確的，只在科研上所示:PressureContour 11 942e+005 1.751e+005 1.559e+005 1.368e+005 1.176e+005 9.848e+004 7.933e+004 6.019e+0

16、04 4.105e+004 2.190e+004 2.757e+003 -1.639e+004 -3.553e+004 -5.467e+004 -7.382e+004a）PressureContour 11 942e+005 1.751e+005 1.559e+005 1.368e+005 1.176e+005 9.848e+004 7.933e+004 6.019e+004 4.105e+004 2.190e+004 2.757e+003 -1.639e+004 -3.553e+004 -5.467e+004 -7.382e+004a）油膜厚度為0.02mmPaPressure Contou

17、r 1 sa 1.440e+005 1.294e+005 -1.149e+005 1.003e+005 8.575e+004 7.119e+004 5.663e+004 4.206e+004 2.750e+004 1.294e+004 1.6235003 -1.619e+004 -3.075e+004 -4.531 e+004b）油膜厚度為0.03mmOil film thickness of 0.02 mmOil film thickness of 0.03 mmPressureContour 1PressureContour 1 1.440e+0051.321e+005 1.201e+00

18、5 1.082e+005 9.625e+004 8.431e+004 7.237e+004 6.042e+004 4.8485004 3.654e+004 2.4595004 1.265e+004 7.0696+002 -1.124e+004 -2.318e+004PaE 1.800e+0051.638e+0051.477e+0051.315e+005r 1.154e+0059.923e+0048.308e+0046.692e+00-5.077e+00-3.462e+00-1.846合00,2.308e+00 時 | -1.385e+004i . -3.000e+004Pac)油膜厚度為0.0

19、4mmOil film thickness of 0.04 mmd)油膜厚度為0.08mmOil film thickness of 0.08 mmfilm thicknessfilm thickness圖2不同油膜厚度時的油膜壓力特性Fig.2 Pressure characteristics of different oil梯度小也隨之減小，為轉子提供的壓力也減小。油膜壓力分布如圖梯度小也隨之減小，為轉子提供的壓力也減小。油膜壓力分布如圖2所示。油膜厚度不同，但進口的潤滑油壓力都是0.2Mp， 轉子的轉速都是3000r/min，油膜厚度增加時，可看出 負壓區(qū)有著明顯的不同。油膜厚度為 0.

20、02mm和 0.03mm，轉子的和軸承之間可以形成穩(wěn)定的油膜，保 證了轉子旋轉的穩(wěn)定性。當油膜厚度為 0.04mm和 0.08mm時，雖然能形成油膜，但是此時油膜開始變形， 很不穩(wěn)定，當轉受到外部激勵時，就很難保證運行的 穩(wěn)定性。油膜厚度增加時，負壓區(qū)的區(qū)域基本是不變的， 都是在最小油膜厚度的左邊，但負壓區(qū)的壓力梯度明 顯的減小。油膜厚度分別為0.02mm、0.03mm、0.04mm、 0.08mm 時，負壓區(qū)最小值分為-73kpa、-33kpa、-21kpa、 -4.3kpa。厚度達到0.08mm，負壓區(qū)很小，壓力梯度小， 油膜能傳遞給轉子的力也很小。當油膜厚度變大，間 隙大，漏油多，負壓區(qū)

21、區(qū)域變小，油膜正壓區(qū)的壓力圖3不同油膜厚度壓力曲線圖Fig.3 Pressure curve of different oil film thickness4油膜厚度對轉子穩(wěn)定性的影響分析汽輪機轉子的穩(wěn)定性是指汽輪機轉子受到微小擾 動后保持恢復原來狀態(tài)的能力或屬性。轉子運行的前 提是它可以得到穩(wěn)定性的保證，但是轉子運動狀態(tài)是 收到外界擾動干擾的，只有轉子運行的穩(wěn)定，才能保 證整個系統(tǒng)運行的穩(wěn)定性，這就需要轉子要有較強的 抗干擾和抗外界激勵的能力。在研究汽輪機轉子穩(wěn)定 性時，油膜厚度對轉子穩(wěn)定性起著關鍵性的作用。在汽輪機運行中，存在最佳的油膜厚度，油膜小， 油膜提供給轉子的壓力大，容易產(chǎn)生油膜震

22、蕩和振動 發(fā)生。根據(jù)機械設計手冊對汽輪機滑動軸承的設計， 可以得到實際中寬徑比0.8、偏心率為0.5%、轉子轉 速為3000r/min的壓力供油的徑向軸承，它最佳最小油 膜厚度為0.03mm2。此時的油膜厚度對轉子運行是最 可靠的，抗外界干擾能力也是最強的。當轉子受到外 部激勵時，如轉子負荷加大，振動等因素，可能厚度 減小，但此時油膜力大，且油膜也穩(wěn)定，不偏離中心， 比較容易恢復到原來的狀態(tài)，不會造成軸頸對軸承的 摩擦，而引起更大的振動，從而保證轉子運行的穩(wěn)定 性。當外界負荷減小時，油膜厚度增加，提供的油膜 力減小，也容易時轉子穩(wěn)定的運行，但如果油膜太厚， 負荷減小，就很容易使油膜不穩(wěn)定，發(fā)生

23、失穩(wěn)，產(chǎn)生 摩擦。對于軸瓦磨損嚴重的地方是承載壓力的油楔， 所以軸瓦磨損嚴重是形成油楔的那一半。溫度分布如 圖4所示。TemperatureContour 1i 3 290e+002 3.275e+002 3.26 002 3 246e+002 -3.2326+002 3.217e+002/ jfl3.202e+002f3.158e+002 J. TOC o 1-5 h z 3.144e+002K3.129e+002.3.1155002.g3.100e+002I，圖4軸瓦溫度分布Fig.4 Bearings temperature distribution汽輪機機組啟機時，要合理控制好油膜的厚

24、度， 特別是升速度過程和并網(wǎng)時候，要很好的處理油膜厚 度，可以避免振動和油膜震蕩，保證轉子和機組運行 的穩(wěn)定性。平常處理和觀察汽輪機軸承厚度有一定的 必要性，可有效和防范機組的振動，油膜震蕩和失穩(wěn)。 從模擬中也能看出，最小油膜厚度為0.03mm時，壓力 油膜基本是橢圓形狀，處在軸承中心，向外平行擴散， 油膜比其他情況更加的穩(wěn)定，抵抗外界擾動能力是最 強，也就是轉子和機組穩(wěn)定性是最好的。運用N-S方程計算的結果與Reynolds方程計算結 果還是有些區(qū)別。本文 N-S方程計算結果與文獻 4Reynolds方程非線性計算結果進行比較。在N-S方程 計算的結果上，截取軸承圓周中心和1/3處的油膜壓力

25、 分布，讀取它們的壓力與文獻4 計算比較。可以看出 由于進油口的存在，它壓力始終影響著油膜的整個過 程，在油膜壓力處于1/2處時，最大壓力應該是接近 0.2Mpa，顯然Reynolds方程理論計算忽略了這一點， 如圖5所示。Reynolds方程計算油膜的最大壓力是 0.05Mp左右，顯然是不對的。在有壓力進油口的影響 下，整體的油膜壓力高于Reynolds方程計算的壓力。 而實際上也應該是這樣。在對轉子穩(wěn)定性分析時，油 口是不可忽略的，或者說滑動軸承供油槽的形式影響 油膜壓力的分布，從而影響轉子的穩(wěn)定性。N-S方程計算的正壓區(qū)與負壓區(qū)之間的壓力梯度 基本等于Reynolds方程計算的壓力梯度，

26、也就是它們 都反映油膜能提供給轉子的壓力，而且它們數(shù)值也是 一樣的。在不同圓周角度110、95、65上讀取切向 油膜壓力如圖6所示，越靠近進油口，壓力變化越大， 正壓區(qū)和負壓區(qū)交界處有不變的壓力0pa，在，軸頸的 軸向分布成拋物線分布的形式。軸承瓦塊中間部分受 力大。從圖4和圖6中可以看出，當轉子不穩(wěn)定發(fā)生 時，最容易磨損的地方是油楔。所以實際轉子運行中 確定合理的油膜厚度是很有必要，防止軸瓦受損，影 響轉子和機組的穩(wěn)定性。圓周角度/圖5理論與實際比較Fig.5 Theory and practical comparison-0.010-0.0050.0000.0050.010長度/mm圖6不

27、同圓周角度切向壓力分布Fig.6 Tangential stress distribution of different Angle circular5結論在汽輪機轉子運行過程中，存在最佳的油膜厚度， 油膜形成的壓力供轉子穩(wěn)定的旋轉，油膜厚度大小對 轉子穩(wěn)定性有著顯著的影響?；贜-S方程計算克服 很多Reynolds方程理論計算的弊端，更加準確提供油 膜實際狀況。數(shù)值計算結果表明：(1)油膜越薄，油 膜正壓力區(qū)從油膜破裂到負壓區(qū)的壓力梯度大，從而 油膜就更能承受軸頸的壓力。但如果軸頸給油膜的壓 力不足時，油膜提供的壓力大于軸頸對油膜的壓力， 就容易產(chǎn)生半速渦動和油膜震蕩。(2)油膜厚度增加，

28、 壓力梯度減小，油膜能承受的軸頸壓力降低，造成旋 轉機械的振動和摩擦。在實際旋轉機械啟停和運行中， 確定合理的油膜厚度是很必要的。參考文獻1吳超.三維油膜動特性試驗研究J.軸承，2005，( 10)： 35-37.Wu Chao.The Experimental Study of Dynamic Characteristics Of Three-Dimension Oil FilmJ.Bearing.2005,(10):35-37楊金福.流體動力潤滑及軸承轉子系統(tǒng)的穩(wěn)定性研究D.(博士學位論文).河北：華北電力大學.2006.Yang Jinfu.Study on Stability of fluid dynamic lubricates and bearing rotor systemD. (Doctoral Dissertation ). Hebei:North China Electric Power University .2006.楊金福，楊昆