基于流固熱耦合的1000MW級汽輪發電機滑動軸承性能分析

張培良，張 宏，武中德，劉 琪

（水力發電設備國家重點實驗室，哈爾濱 150040）

前言

機組的穩定運行是至關重要的，軸承是決定軸系穩定性優劣的關鍵部件，選擇一個合適的軸承型式和合理的結構參數對軸承的靜態特性和動態特性關系極大。100～300MW和1000MW汽輪發電機徑向軸承現在普遍采用圓或橢圓軸承，600MW汽輪發電機徑向軸承采用混合瓦軸承，已具有20年的發展和運行經驗。1000MW 汽端發電機徑向軸承采用下瓦開溝的圓柱瓦軸承，勵磁機采用4瓦可傾瓦軸承。特別是下瓦開溝的圓柱瓦軸承與我國的汽輪發電機徑向軸承結構不同。

下瓦開溝的圓柱瓦軸承在實際工作運行中的潤滑承載機理至今還不大清楚，本文主要目的是揭示該種徑向滑動軸承的運行機理。軸承結構型式一般是根據給定條件，參照同類型機組中軸承結構型式和相應軸承的特性選定。大體上可以認為：圓柱軸承適用于較低的速度和較大的載荷，橢圓軸承適用于較高的速度和中等的載荷，橢圓度大的橢圓軸承和可傾瓦軸承適用于較高的速度。國內外汽輪發電機制造廠家對大型機組的軸承選型是比較慎重的，對于大型機組，國外多數廠家采用工藝復雜但穩定性好的瓦塊式軸承，國內廠家多采用制造簡單的橢圓軸承。主要是國外機組的額定轉速多為3600r/min，而國內機組的額定轉速為3000r/min。軸承穩定運行轉速低于國外。1000MW核電發電機轉速1500 r/min，軸承采用圓柱瓦，有利于提高承載能力。

國內外學者大多利用求解雷諾方程的方法研究滑動軸承性能，這種方法具有計算時間短的突出優點。近年來，人們開始通過 CFD和 FSI的方法直接求解N-S方程的方法研究軸承性能，這種方法可以考慮任意復雜結構型式的軸承。但目前應用CFD和FSI的研究方法均沒有考慮溫度對粘度、溫度對密度等因素對軸承性能的影響。

本文對上下瓦開溝的圓柱瓦軸承建立了三維計算模型，采用流體-固體-熱三場耦合的方法（TFSI）比較了 TFSI方法和 Reynold方法的計算結果，研究了1000MW及1400MW級汽輪發電機徑向軸承的上、下瓦開槽對軸承性能的影響。

1 控制方程

1.1 流體域控制方程

滑動軸承中潤滑油的流動情況可以用一下控制方程來描述：

（1）連續性方程

ρ為密度，v為速度矢量。

（2）動量守恒方程:

式中,

τ為應力張量形式如下:

p是流體微元體上的壓力，λ是體積粘度系數，μ為動力粘度，I為單位張量，e為應變速率張量，

（3）能量方程

式中，是體積矢量，?是拉氏算子，q是熱流密度。

1.2 固體熱傳導方程

固體內的熱傳導方程為：

T是溫度，qB生熱率，kx，ky，kz是熱傳導率：

qx，qy，qz是熱流密度。

1.3 固體熱彈變形方程

按位移求解的分析過程最終歸結為解平衡方程組：

［K］是剛度矩陣，{u}是節點位移列陣，{r}是節點載荷列陣，{R}是變溫等效載荷列陣。

2 軸承結構特點及有限元模型

發電機轉子由2個圓柱瓦軸承支撐，結構見圖1。上瓦開溝可有效冷卻軸承并降低摩擦損耗，下瓦開有周向的中心槽（寬度40mm），HEC已設計生產的大型汽輪發電機軸承還沒有采用過。為了保證軸的靈活，避免由于軸的偏斜或同軸度偏差而產生的應力集中，軸瓦采用球面支撐。汽端載荷較大，所以計算按汽端軸承計算。

圖1 軸承結構

1000MW 級汽端軸承直徑D=750mm，直徑間隙C=1.5mm，長徑比L/D=1.2，負荷1053KN，供油溫度46℃，轉速 1500r/min；1400MW 級汽端軸承直徑D=800，直徑間隙C=1.6mm,長徑比L/D=1.025，負荷1222.6kN，供油溫度46℃，轉速1500r/min，供油壓力0.05Mpa。

模型包括上下瓦油溝，巴氏合金層，軸承座，軸領以及進油口。由于油膜厚度很小，使用六面體單元的結構化網格，圖2為模型整體網格，左側為油膜，右側為軸承座和軸。壓力速度耦合采用SIMPLEC算法。動量、能量采用二階迎風離散格式進行模擬計算，模擬精度為1×10-4。網格總數為32萬。

邊界條件：軸承座外表面自由度固定。油膜外表面與軸瓦、油膜內表面與軸頸為流固耦合界面，其相對速度為0，且軸瓦與外油膜速度為0。油膜通過流固耦合界面與軸承座和軸進行換熱。油膜軸向出油口壓力與外界壓力相等，且認為徑向壓力梯度為 0，軸承外圓表面及其兩端面和軸頸兩端面及其非軸承段外圓表面，設溫度為一常數，t=46℃。

圖2 模型網格

3 計算結果及分析

3.1 油膜壓力分析

內油膜壓力分布如圖4，參照表1發現1000MW級汽端軸承油膜壓力比較已有常規軟件，計算結果較小，主要原因是耦合計算考慮的軸瓦在動壓作用下會下凹變形，改變油膜分布和峰值大小，而 Reynold方法沒有考慮軸承座的變形。1400MW 級汽端軸承的壓力峰值與 Reynold方法基本一致。普通圓軸承在與動壓成180°的方位會形成負壓區，且面積與動壓區面積基本相等，但從圖4可見負壓基本集中在上瓦油溝的末端，因為此軸承開有上油溝。負壓會使潤滑油產生空化現象，負壓增大則氣化增加，使得油的混合密度下降，不利于油膜承載，上瓦開油溝的方式有效轉移并減小了空化范圍和程度。

圖3 1000MW汽端軸承油膜溫度分布（單位：℃）

3.2 溫度分析

1000MW級汽端軸承油膜溫度計算結果和瓦面溫度計算結果對比結果見表1。計算考慮了的進油量和進油溫度對軸承溫度的影響。由圖3可見，最高溫度分布不在油膜壓力最高的地方，而是與油膜壓力分布成一定相角，且由于寬度40mm的下油溝的影響，增加了油溝所在位置的周向油量，有效帶走了油膜熱量，降低了油膜溫度，使油膜中部溫度分布明顯降低。油膜溫度的降低會增加潤滑油粘度，增加承載能力和油膜厚度?？梢姾邢掠蜏系慕Y構顯著提升了徑向軸承的潤滑性能。對比圖 3和圖 5，油膜與軸瓦的最高溫度一致，即油膜溫度等于軸瓦表面溫度，與常規計算軟件的計算結果相近，相互佐證了兩種計算方法的合理和可靠性。

圖4 1000MW汽端軸承油膜壓力分布（單位：Pa）

圖5 1000MW汽端軸承座（含巴士合金層）溫度分布（單位：℃）

圖6 1000MW汽端軸承座（含巴士合金層）變形分布（單位：m）

3.3 變形分析

因為軸承的熱分布和壓力分布不在相同的相位，在熱量的作用下，軸瓦有向外熱漲的趨勢；在油膜壓力的作用下軸瓦有向下凹，形成油兜的趨勢。在兩者的相互作用下，軸承整體變形趨勢如圖 6，變形在軸瓦表面沿周向呈大字型分布。軸瓦邊緣變形最大，是由軸瓦材料熱漲后有被擠出的趨勢造成的，與油膜溫度分布相對應的是，軸瓦在高溫區域變形相對較大。

3.4 計算結果對比

本文計算了1000MW汽端軸承和1400MW汽端軸承兩種結構的徑向軸承，與基于解 Reynold方程的軸承計算軟件的計算結果和廠家給出的溫度數據進行了對比。對比表1的1000MW汽端軸承結果，流固熱耦合計算結果較常規計算方法計算溫度較高，但低于廠家提供溫度數據，溫差為 1.6℃。對于 1400MW 汽端軸承計算參數，二者相差不大，溫度差 2℃。無論是1000MW還是1400MW汽端軸承，其油膜厚度較常規計算方法的計算結果略小。

表1 1000MW汽端軸承計算結果對比

表2 1400MW汽端軸承計算結果對比

4 結論

（1）本文利用CFD-TFSI方法（采用流體、固體、熱三場耦合方法），對1000M汽端軸承及1400MW汽端軸承進行分析。特別是下瓦中心溝的影響清晰可見。直觀反映油膜厚度、壓力及溫度分布。軸承座溫度分布圖，變形分布圖，形象直觀。

（2）流固熱耦合分析結果與基于二維雷諾方程的差分計算方法計算得到的結果基本吻合，后者在工程方實踐方面有廣泛的成功應用背景，證明了流固熱耦合方法在工程應用上的的可行性。

（3）從分析結果上看，軸承上油溝改變了空穴產生的位置和程度；下油溝改變了溫度分布，一定程度上減小了有效承載面積，增加了油膜強度及穩定性。

[1]張直明. 滑動軸承的流體動力潤滑理論[M]. 高等教育出版社, 1986.

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[3]平克斯 O, 斯德因李希特 B.. 流體動力潤滑理論[M]. 機械工業出版社, 1980.

[4]岳戈, 陳權, 等. ADINA應用基礎與實例詳解. 人民交通出版社, 2008.