顶轴系统的设计

时间：2015-12-20 22:11:20 所属分类：智能科学技术 浏览量:

顶轴系统的设计杨灵 陈赤 何显富（东方汽轮机厂产品开发处，四川 德阳 618000） 摘 要：从轴承弹流润滑的角度出发，指出厂在型汽轮发电机组采用顶轴系统的必要性，对顶轴系统的主要参数（顶轴油压和流量）及各主要元件（如顶轴油囊、节流阀、顶轴油泵等）的

顶轴系统的设计杨灵 陈赤 何显富（东方汽轮机厂产品开发处，四川 德阳 618000）
摘 要：从轴承弹流润滑的角度出发，指出厂在型汽轮发电机组采用顶轴系统的必要性，对顶轴系统的主要参数（顶轴油压和流量）及各主要元件（如顶轴油囊、节流阀、顶轴油泵等）的选型等设计要点进行分析。图12表2参4
关键词：弹流润滑；顶轴系统；膜厚比
1　前言
为降低汽轮发电机组过大的启动力矩和盘车力矩，防止轴承磨损，其支持轴承常采用“静压升举，动压运转”的工作模式，即在轴承承载区内设置顶轴油囊，在机组启动前，由顶轴油泵向顶轴油囊泵入高压油，将轴“顶起”，然后启动盘车电机盘动转子，待转速升至1 200r/min以上，轴承能够在动力润滑下正常运转时，顶轴油源自动切断并退出运行，由低压油循环润滑。机组停机前，待转速降至1 200r/min以下时，顶轴系统自动投入运行，向顶轴油囊泵入高压油，以使转轴在静压润滑下惰走、盘车。
2　静压顶轴的必要性
2.1　转子轴承的弹性流体动压润滑
对于弹性变形体之间的流体动压润滑，其润滑机理如下：转子在轴承中滑动时，粘附在表面上的油被带入转子与轴承的接触区，在转子轴承的接触区内接触应力可达几十兆帕，此时油的粘度将迅速增大。因此在一定的速度下能够形成具有足够承载能力的润滑油膜。油膜厚度在绝大部分接触表面上相同，仅在脱离端局部减小。在大部分接触区内，油膜压力分布与赫兹应力分布相接近，在出口端将出现二次压力峰(图1)。

2.1.1　线接触弹流润滑最小油膜厚度


由学者们提出的各种润滑理论，经K.L.Johasom整理并由G.J.Hooke修订后，给出了比较切合实际的线接触润滑状态图(图2)，横坐标为弹性系数ge，纵坐标为粘性系数g r，其表达式为

E－V区，弹性等粘度区，采用道森—希金森公式：

式(2)～(5)均采用无量纲参数表达

hmin——最小油膜厚度/m；
R——当量曲率半径/m；
α——润滑油的粘压系数/Pa－1；
u——相对线速度/m·s－1；
η ——润滑油的初始动力粘度/Pa·S；
L——轴承宽度/m；
E＇——当量弹性模量/N·m－2；
W——载荷/N
2.1.2　润滑油的粘度－压力关系式
通常采用Borus公式:
η=η e ap
式中
粘度－压力系数可采用R.C.Woosfer公式确定

2.1.3　当量曲率半径和当量弹性模量
任何截面形状的两个弹性柱面相接触都可以用一个当量的弹性圆柱和刚性平面接触所代替。
当两个圆柱的中心同处于接触点的一侧时，且R 1> R 2，则当量曲率半径
弹性模量分别为E1和E2，而波桑比分别为V1和V2的两个弹性圆柱相互接触时，其当量弹性模量E＇可用下式表达：

2.2　润滑状况的判断
摩擦表面的润滑状态，不仅取决于油膜厚度，还受表面粗糙度的影响。
如果两表面粗糙度的平均算术偏差为R a1和R a2，而弹流润滑的油膜厚度为hmin，则定义弹流膜厚比λ为


顶轴系统的设计 : 　

根据膜厚比λ可判断两接触表面的润滑状态，一般以为，当λ≥3时，属于全膜弹流润滑区；当λ< 1时，为边界润滑，属于表面损伤区；而当1≤λ< 3时，属于部分膜弹流的混合润滑区。
轴承设计的目的是要保证轴承在全膜弹流润滑条件下工作，如果汽轮发电机组轴承在盘车状态下所形成的油膜不能满足λ≥3时，则需要提供高压顶轴系统，给轴承提供高压油，使轴承处于静压润滑状况，以避免转子、轴承的磨损，保证机组长期安全运行。
2.3　汽轮发电机组盘车时轴承润滑状态的分析
目前，汽轮发电机组大多采用低速盘车，盘车转速为4r/min。当机组处于盘车状态时，轴承膜厚比大多小于1(图3和表1)，这时轴承处于边界润滑区，通常不存在润滑油的动压效应，为表面损伤区。为避免转子轴承的磨损，降低起动力矩，应投运顶轴系统，使轴承处于静压润滑状态。
2.4　润滑油油温对轴承润滑性能的影响
论文顶轴系统的设计



以东方300MW机组1＃瓦为例，计算润滑油油温对弹流润滑的影响(图4)。随着油温的升高，润滑油粘度下降，使油膜厚度和膜厚比迅速减小，当油温高于30℃时，膜厚比已小于1。
在机组盘车过程中，为避免因顶轴油泵事故停机或转子偏斜造成轴承磨损，应使盘车时弹流润滑的膜厚比大于1，同时，在盘车过程中及机组启动时，应将油温控制在25～30℃，在1 200r/min左右的中速暖机时再将油温升至40℃。
3　顶轴系统的设计
为弥补轴承弹流润滑的不足，需向轴承泵入高压油，使轴承和转子之间形成静压油膜，这种静压轴承的正常工作条件应是油膜压力的总和与轴承载荷平衡；同时，为了保持油膜压力分布，供给顶轴油囊的流量应等于经轴承支承面溢出的流量，这样，对一定结构的轴承，顶轴油囊的尺寸和油腔压力Pr一定时，静压轴承的承载量就被确定了。另外，为了使静压轴承能适应载荷的变化，并具有足够的油膜刚度，就必须在顶轴系统中加入流量控制装置，如节流阀、小孔节流器等，用以调整顶轴油囊中的压力。

3.1　静压轴承的设计
3.1.1　轴承静压承载面的确定
如图5所示，两个弹性圆柱在载荷W作用下相互挤压所形成的接触面为长方形平面，接触带半宽度b为

式中
W——轴承载荷/N；
R——当量曲率半径/m；
E＇——当量弹性膜量/Pa·S
在接触面上，接触应力依照半椭圆分布，最大Hertz应力为

在转子顶起瞬间，静压油膜作用面积就是转子轴承的接触区，这时轴承工作状态可简化为一个B×L的长方形推力盘（L为轴承宽度，B即为接触区宽度2b）。
3.1.2　顶轴油囊的设计
3.1.2.1　顶轴油囊对静压轴承性能的影响
为便于分析，以图6所示的单油腔正方形推力盘为例。在边长为S的正方形推力盘中间开设一个边长为S0的方油腔，润滑油以供油压力Pr送入油腔，该轴承的承载量W和流量Q见式(9)：



顶轴系统的设计 : 　
式中
W·和Q·是无量纲承载量和无量纲流量，见图7，图中H·为无量纲泵送功率系数。

可见，油囊的结构尺寸决定了轴承的承载能力。一个好的设计应是在满足轴承工作条件的情况下，使油压和流量处于最好的配置。
3.1.2.2　顶轴油囊的优化设计
(1)泵送功率最小准则
汽轮发电机组顶轴油囊最常用的优化设计准则是泵送功率最小准则。经计算，对于正方形的推力盘，当S0/S=0.52时，单位载荷的无量纲泵送功率系数H·最小(图7)。
(2)兼顾动静润滑
汽轮机轴承的设计，要满足静压顶起的要求，更重要的是保证动力润滑的性能。
为保证动压效压，顶轴油囊的设计可采取如下措施：
(1)对于单油囊(图8)，应在保证周向上有一定封油边宽；


(2)尽可能采用双油囊(图9)；

(3)采用浅油囊结构。
3.2　供油系统的设计
顶轴供油系统有恒压力和恒流量两种类型。
图10是典型的恒流量供油系统，在这个系统中，高压定量泵以恒定的流量向油囊供油，而不受油囊压力的影响，油膜厚度能自动适应载荷的变化。东方汽轮机厂与日立公司合作的600MW汽轮机高压顶轴系统就采用这种供油方式。恒流量供油系统成本较高，应用较少。
最常见的是恒压供油系统（图11），从油泵经溢油调整定得到恒定的压力，再在溢油阀和顶轴油囊之间设置节流阀，用它来控制进入油囊的流量和油囊压力，以适应载荷的变化。
3.2.1　顶起高度
顶起高度的确定有两种方式：
（1）顶起高度取决于转子轴承的形状偏差、表面粗糙度以及偏斜量等因素，可由下列公式中选取最大值(h单位取μm)：

h 1≥2×几何形状偏差，
h 2≥40R a，
h 3≥2×偏斜值
对于采用球面具有自位能力的轴承，h3可以不予考虑。
（2）液压顶起高度只需保证轴承处于完全流体润滑状态(即膜厚比大于3)即可：

式中
f ——安全系数，取5～8
3.2.2　流量与压力
对于图8、图9所示的轴承，顶轴油压和流量的计算如下：

3.2.3　节流器
节流器的作用实质上是产生流动阻力以增加顶轴系统的刚度和稳定性。当载荷增加时，油膜厚度减小，从油囊中流出的流量随之减少，而节流器两端的压差取决于通过其中的流量，当流量减少时，节流器两端的压差就减小。于是，如果供油压力Ps保持恒定，则油囊压力Pr升高，从而使得承载能力提高。
节流器的类型很多，如毛细管节流器、缝隙节流器、小孔节流器、滑阀反馈节流器和薄膜反馈节流器等。汽轮机顶轴系统常用的是小孔节流器，又分两种：一种是固定式的，在轴承顶轴油道上开一节流小孔，东方汽轮机厂与日立公司合作的邹县600MW汽轮发电机组就采用这一型式；另一种是可调式的，应用较广，它是在顶轴油管与轴承之间设置一节流阀。
对于刚性要求较高的静压轴承，节流器的压差应控制在顶轴油压的一半左右，但对汽轮机顶轴系统来说，载荷变化很小，刚性要求不高，因此节流器压差控制在顶轴油压的1/4～1/3即可。
3.2.4　顶轴系统动态压力
对于恒压系统来说，由于溢流阀的动态超调量的影响，使顶轴系统在启动时，产生一个压力峰值。图12是在东方汽轮机厂高速动平衡机上用光电示波器检测到的顶轴系统投运瞬间的油压变化。


顶轴系统的设计 : 　
3.2.5　顶轴油泵的选型
国内顶轴系统选用顶轴油泵的类型很多，齿轮泵、叶片泵、柱塞泵都有。具体选型时应主要考虑以下几点。
3.2.5.1　最大承受压力
由于顶轴油泵是满负荷启动，因此系统对顶轴油泵的动态承压能力要求较高（表2）。为保证系统的长期安全运行，不应使油泵超压运行。
3.2.5.2　密封性
密封性有两方面的要求：一是对工作压力油的密封，一般液压泵在其工作压力范围内都能保证；另一方面是对进口油压的密封，这是对顶轴油泵的特殊要求。国内顶轴油泵的进口油压大都在0.2MPa以上，因此要求顶轴油泵能承受0.3MPa的进口油压而不能有任何渗漏。
3.2.5.3　油泵的工作压力
顶轴油泵工作压力可按下式确定

式中
P1——各轴承顶轴所需最大压力；
ΔP——节流阀设计压差；
K——系统动态系数
3.2.5.4　油泵的流量
顶轴油泵的流量可按下式选取：

式中
∑Qmax——各轴承所需顶轴油流量的最大值；
η ν——液压泵容积效率，见表2；
K——系统溢油流量系数
3.2.5.5　油泵的驱动功率
N=PPQP/ηW
式中
PP——顶轴油泵工作压力/Pa；
η——顶轴油泵效率/参见选型样本；
QP——顶轴油泵流量/m3·s－1
5　结论
(1)汽轮发电机组盘车时轴承的润滑状态是复杂的。计算表明：当机组采用低速盘车时，为避免轴承的表面损失，降低起动力矩，应投运顶轴系统。
(2)适当降低润滑油油温可改善机组盘车时的润滑性能。
(3)顶轴油囊的设计是顶轴系统设计的关键，一方面要保证轴承的动力润滑性能，另一方面要兼顾泵送功率最小准则，同时还应避免顶轴油压过高。
(4)顶轴油泵的选型是供油系统设计的核心，其工作压力和流量的配置应能满足轴承的顶起高度的要求，同时还应满足顶轴系统的刚性需要。参考文献
[1]　林财和.凸轮的弹性流体动力润滑的探讨.润滑与密封，1999，(4)：8
[2]　闻邦椿，顾家柳，夏松波，等.高等转子动力学.第1版.北京：机械工业出版社，1999
[3]　温诗铸.摩擦学原理.第1版.北京：清华大学出版社，1990
[4]　徐　灏.机械设计手册.第1版第4卷.北京：机械工业出版社，1991东方电气评论


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