可傾瓦軸承全尺寸試驗及潤滑與振動性能研究

張 帆，王 祥，官永勝，袁小陽

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可傾瓦軸承全尺寸試驗及潤滑與振動性能研究

張 帆1，王 祥1，官永勝2，袁小陽1

（1. 西安交通大學現代設計及轉子軸承系統教育部重點實驗室，西安 710049；2. 東方電機股份有限公司，四川德陽 618000）

針對某在役百萬千瓦級核能發電機用可傾瓦軸承瓦溫過高的問題，給出了優化的軸承結構參數，并對兩個不同參數的全尺寸三瓦可傾瓦軸承在動平衡試驗機上同時進行了瓦塊溫度、油膜厚度、瓦塊擺角等潤滑性能及軸系振動性能試驗，提出了基于瓦塊自適應擺動特性的油膜厚度測試方法和瓦塊擺角識別方法。結果表明：1號軸承相比2號軸承具有更好的潤滑性能；利用瓦塊隨轉子自適應擺動特性識別的油膜厚度相比理論結果具有較高的識別精度，同時依據試驗膜厚信息識別的瓦塊擺角相比理論結果具有較好的一致性；在振動性能方面，依據轉子振動數據識別了轉子的一階臨界轉速及臨界時軸承的綜合剛度k、k，其與理論綜合剛度k相比平均誤差約50%。

可傾瓦軸承；發電機；油膜厚度；瓦塊擺角；振動特性；轉子

0 前言

隨著汽輪機、發電機、燃機等裝備向著重載、大容量、高效率方向發展[1]，其轉子系統的支撐軸承的尺寸和載荷也越來越大，這對軸承的性能和可靠性以及轉子系統的穩定性提出了更高的要求。可傾瓦滑動軸承由于其“天然”穩定的特性常被應用在發電機和汽輪機等轉子系統中。

軸承瓦溫、油膜厚度和剛度阻尼等是軸承設計和服役的重要參數，理論和試驗聯立是軸承研究和設計的重要手段。在理論研究方面，對軸承主要結構參數如瓦塊包角、長徑比、間隙比、支點系數和支點剛度的規律和影響研究已經很成熟，同時在模型方面，也考慮了熱變形、彈性變形、層紊流等對軸承性能的影響[2-5]。但是對于重載軸承，由于其實際復雜的結構、油膜的層紊流狀態和瓦塊的熱彈變形等因素很難準確地預測軸承的服役性能，在大型發電機和壓縮機等設備中應用的可傾瓦軸承常有燒蝕、摩擦等故障發生，因此，對于重要機組的軸承必須通過試驗進行研究。

瓦面溫度和油膜厚度是表征軸承潤滑性能的兩個關鍵參數。瓦面溫度受軸承載荷和轉速的影響較大，過高的瓦面溫度可引起巴氏合金材料的軟化，降低軸承的承載能力[6]。瓦面溫度監測是一個成熟的技術，除熱電阻傳感器外[1]，熱電偶傳感器常用來在現場測試中識別軸承的瓦面溫度[7]。Santiago等[8-10]采用熱電偶傳感器測量了可傾瓦軸承沿瓦塊軸向和周向的溫度分布。Bang[11]將5個K分度傳感器安裝在軸承中分面距離瓦面2.5 mm的位置測量軸承瓦塊巴氏合金層的溫度。Tschoepe[12]通過對軸承主承載瓦的瓦溫測試發現瓦塊溫度沿徑向方向從瓦面到瓦背逐次降低，瓦面和瓦背之間的溫差隨著轉速和載荷的增大而增大，同時，徑向和軸向的溫度梯度使得瓦塊出現不均勻的熱傳導，因此重載下熱彈變形對軸承性能影響較大。對于油膜厚度測試，光干涉法、超聲法、電渦流傳感器法和其它方法都被用來測量油膜厚度，但由于測量環境和測試對象，沒有完全成熟的方法。對于油潤滑軸承，由于電渦流位移傳感器在油中仍能保持良好的性能而被經常用來測量油膜厚度。在推力軸承油膜厚度測量中，常采用電渦流傳感器固定在推力瓦邊緣或者內嵌在推力瓦塊中的方法[13]，但在徑向軸承測試中，常將電渦流傳感器嵌入在轉子中，通過軸頸表面的孔測量軸瓦與軸頸之間的油膜厚度[2]。但是這種方法只適用于實驗室測試，同時會破壞軸頸表面的連續性進而影響軸承的油膜分布。瓦塊擺角是瓦塊隨轉速變化而自適應擺動產生的角位移，目前關于瓦塊擺角的理論計算較多[14-16]，但在試驗研究方面的結論則比較少。

軸承剛度阻尼測試是軸承動特性測試的重要組成，大型全尺寸軸承試驗不同于實驗室試驗，由于結構復雜性和技術實施特性很難通過外部施加激振。因此，利用轉子殘余不平衡量引起的周期激勵，采用無外激勵多轉速信息法進行軸承動特性系數識別[16-17]，但目前國內外在動特性測試方面還沒有獲得較高精度的方法。

本文針對全尺寸大型可傾瓦軸承和目前常用的靜動特性測試方法，提出依據瓦塊自適應擺動特性的、將位移傳感器固定在可傾瓦塊上的徑向軸承油膜厚度測試方法和瓦塊擺角識別方法，并依據無激勵多轉速信息法進行軸承動特性識別。根據提出的測試方法，在動平衡試驗機上同時對兩種不同結構參數的大型可傾瓦徑向軸承進行潤滑和振動性能試驗，對測試方法進行驗證，同時為百萬千瓦級汽輪發電機的軸承選型提供試驗數據支撐。

1 試驗介紹

1.1 試驗臺及軸承

針對某核電半速發電機用可傾瓦軸承，在大型動平衡試驗機上進行優化前后兩類軸承（詳細參數見表1）的性能試驗。試驗系統結構如圖1所示，發電機轉子由2個3200 kW的直流電機和齒輪箱通過萬向聯軸器進行驅動，轉子重量為233 t，兩端由兩個試驗軸承支承，跨距為12.58 m，兩個試驗軸承分別為位于驅動端的1號軸承（優化后）和位于自由端的2號軸承（優化前），1號軸承是在服役于某機組的2號軸承的基礎上設計改進的。兩個軸承均為三瓦可傾瓦軸承，上瓦為彈支結構，正常工作時彈性結構不起作用，在大沖擊如地震時，彈性結構工作減緩地震對轉子帶來的擾動。軸承結構如圖2所示。試驗潤滑油為ISO VG32，供油溫度為38 ℃。1號試驗軸承與轉子的裝配關系如圖3所示。

圖1 試驗系統結構示意圖

表1 兩個軸承主要結構參數

圖2 試驗軸承結構圖

圖3 1號試驗軸承與轉子的裝配關系

1.2 測試方法

本文重點針對軸承主承載瓦的瓦塊溫度、油膜壓力、油膜厚度和瓦塊擺角等特性進行測試，詳細測點如圖4所示。

在溫度測試方面，1號軸承共有6個溫度測點，按對稱位置布置，其中T1-3和T1-4是理論溫度最高點位置，2號軸承共有4個溫度測點，T2-2是根據實際燒蝕位置布置的測點。溫度傳感器采用K分度熱電偶傳感器，型號為4Q14580，精度0.1℃。

在油膜厚度測試方面，采用電渦流位移傳感器進行測量，和軸振測試采用相同的傳感器，為美國BENTLY 3300XL 8mm電渦流傳感器系統，靈敏度7.874V/mm，線性范圍0~2 mm，誤差不大于±5%。測試時傳感器布置在瓦塊上（如圖3和圖4所示），傳感器方向與瓦面垂直，當電機轉子轉動時，傳感器隨瓦塊自適應地擺動。某轉速下的測點振動平均值減去轉子靜止時的傳感器至瓦面的距離即為測量膜厚。具體如式（1）所示，其中為測點編號，S為某轉速下傳感器端面與轉子表面之間的平均距離，S0為靜態時傳感器端面與轉子表面之間的平均距離。1號軸承共有4個測點，分別為支點位置的H1-N1和H1-W1，距離出油邊10°位置的H1-N2 和H1-W2，2號軸承只在支點位置有兩個測點H2-N1和H2-W1。

在瓦塊擺角方面，測試的是主承載瓦相對軸心的擺角，其識別是通過支點油膜厚度和出油邊10°位置處的膜厚的差值以及瓦塊和測點相對軸心的幾何位置關系進行計算，具體如式（2），其中為軸瓦半徑，為兩個測點相對瓦塊中心的夾角。

（2）

圖4 兩個軸承的主承載瓦瓦溫及膜厚測點位置圖

2 潤滑特性

2.1 瓦面溫度

圖5給出的是兩個軸承在不同工況下的瓦面溫度。轉子在1000 r/min穩定運行約0.65 h，瓦塊溫度穩定上升；轉速快速升至1500 r/min時，1號軸承的最高溫度為94℃（T1-4），2號軸承的最高溫度為96℃（T2-2），這是由于升速過程摩擦熱量未達到平衡狀態。1500 r/min穩定運行約2 h后，瓦塊溫度有一定的降低并趨于穩定，此時1號軸承的最高溫度為89.9℃（T1-4），2號軸承的最高溫度為94℃（T2-2），1號軸承最高溫度比2號軸承測點最高溫度低4~5℃，達到了一定的降溫效果。其它測點溫度則相對較低，這是由于靠近瓦塊中分面的潤滑油流量小，而靠近瓦塊端面的潤滑油相對較多且摩擦溫升較低。相同狀態下，轉子自然彎曲使得軸頸與瓦面沒有均勻接觸，N側的間隙相對W側的間隙更小一些，因此對稱位置的測點T1-5的溫度高于T1-2的測點溫度、測點T2-4的溫度高于測點T2-3的溫度，溫差約有5℃。額定轉速工作時兩個軸承的供油流量均為1460 L/min，當流量減小10%至1320 L/min時，軸承溫升有較小的增長幅度但對于溫度的影響很小。

圖5 兩個軸承不同測點的瓦面溫度曲線

2.2 油膜厚度

圖6給出的是兩個軸承不同測點處的油膜厚度理論值和測試值的對比圖。圖6（a）為1號軸承支點膜厚和距離出油邊10°位置的油膜厚度，可見膜厚隨著轉速的增大而增大，支點H1-N1處的測試值和理論值具有較好的一致性，在1000~1500 r/min范圍內的誤差約為20~30μm；在測點H1-N2和H1-W2處，當轉速小于1000 r/min時的測試值小于理論值，而轉速大于1000 r/min時的測試值大于理論值，測試結果較好地反映了理論趨勢，但理論值和測試值存在剪刀形誤差。這也許是由于低速下的彈性變形和高速下的熱彈變形導致的，同時，位移傳感器的安裝誤差也是造成剪刀差的原因；額定轉速1500 r/min時，支點H1-N1 處的膜厚測試值為218μm，比理論值大約30μm，距離出油邊10°位置處的測點H1-N2和H1-W2的平均膜厚分別為129μm和148μm，而理論膜厚為119μm，根據測點膜厚和瓦塊寬度識別的軸頸相對傾斜量為0.002°。圖6（b）給出的是2號軸承的支點H2-N1和H2-W1處的膜厚，在550~1000 r/min范圍內，兩個測點膜厚測試值存在約30μm的誤差；在1000 ~1500 r/min范圍內，兩個測點的膜厚測試值基本相等且與理論值吻合較好；額定轉速1500 r/min時，2號軸承在支點H2-N1和H2-W1處的膜厚分別為174μm和170μm，與理論膜厚177.9μm吻合較好。

圖6 兩個軸承油膜厚度的理論和測試值對比

2.3 瓦塊擺角

圖7給出的1號軸承主承載瓦瓦塊的擺角隨轉速的變化圖，包括相對瓦塊中心的絕對擺角和相對軸心的相對擺角和。瓦塊的絕對擺角和相對擺角理論值隨著轉速的升高而增大，擺角的變化自適應于轉子的轉速，額定轉速1500 r/min時瓦塊的理論絕對擺角為0.029°，瓦塊相對擺角為0.0156°。根據試驗獲取的油膜厚度計算的瓦塊相對擺角相對理論曲線有一定的誤差，但變化趨勢和誤差都在可接受范圍內，額定轉速1500 r/min時瓦塊的相對擺角為0.02°，誤差值為0.0044°。

圖7 1號軸承主承載瓦瓦塊擺角隨轉速的變化曲線

3 振動特性

3.1 基于多轉速信息的軸承綜合剛度識別方法

軸承剛度阻尼測試是軸承動特性測試的重要組成部分。全尺寸軸承真機試驗不同于實驗室試驗，在實驗室試驗中宜于實施的剛度阻尼系數測試方法并不完全適用于現場測試。對于本研究對象的全尺寸軸承，通過施加激振來進行動特性識別將極為復雜，因此，采用無激勵法基于多轉速振動位移信息進行識別。假設轉子的殘余不平衡不隨轉速變化，同時假設軸承的剛度、阻尼系數與轉速之間的函數關系用低次多項式逼近，從而識別軸承剛度阻尼系數。

針對軸承轉子系統，其運動微分方程可表達為：

上式解為：

（4）

假設剛度和阻尼系數為轉頻的二次函數關系：

（6）

不利用相位信息，式（4）和式（6）共有0、、、、1、2、3、1、2、3等10個未知數，其中為轉子振幅、0為不平衡力、為轉頻、為參振質量。利用10組不同轉頻下的軸振數據，聯立式（4）和式（6），可以求得綜合剛度和阻尼系數。

3.2 轉子振動特性及軸承綜合剛度

圖8給出的是轉子升速過程中兩個軸承處的軸振1倍頻單峰值變化曲線。軸振是轉子相對于軸承座的振動，分別由X方向（水平方向）和Y方向（垂直方向）的夾角為90°的位移傳感器獲得。可以看出，轉子的一階水平臨界轉速約為790 ~810 r/min，一階垂直臨界轉速約為925 ~ 935 r/min；軸振1倍頻單峰值不超過20μm，峰峰值小于40μm，振動情況良好。

圖8 升速過程中兩個軸承處的軸振曲線

為了獲得臨界轉速附近軸承的綜合剛度，利用轉子在臨界轉速附近的軸承處2個方向的振動響應分別識別軸承的綜合剛度。

表2給出的是兩個軸承在臨界轉速下的動特性理論數據和試驗識別數據。k是根據軸承8個無量綱剛度阻尼系數計算的軸承綜合油膜剛度，見式（7），其中，K、C（，=，）分別為無量綱剛度和阻尼系數；k、c分別為有量綱剛度和阻尼系數，油膜剛度和阻尼的相對單位分別為/3和/3；k、k分別是利用軸振響應識別的X、Y兩個方向的綜合剛度。

表2 兩個軸承有量綱剛度阻尼的計算和識別結果（剛度109N/m，阻尼107N·s/m）

從表中數據可以看出，兩個軸承在臨界轉速下的垂直主剛度k的數量級均達到1010，交叉剛度數值為主剛度的1/3。相同轉速下，k與k相比，共振方向的識別綜合剛度大于非共振方向的綜合剛度；k和k與理論綜合剛度k相比，平均誤差達到50%。

4 結論

（1）兩個具有不同結構參數的大型全尺寸三瓦可傾瓦軸承同時在動平衡試驗機上進行了軸承潤滑性能及軸系振動特性的對比試驗。試驗結果表明了試驗方法和測試結果的有效性。

（2）利用瓦塊隨轉子的自適應擺動特性，提出將位移傳感器布置在可傾瓦塊上進行油膜厚度和瓦塊擺角識別的方法，結果表明這種識別方法具有較高的識別精度。

（3）額定工作轉速1500 r/min時，1號軸承測點最高溫度比2號軸承測點最高溫度低4℃，同時1號軸承支點膜厚比2號軸承的支點膜厚大約40μm，1號軸承潤滑能力更優。同時1號軸承對稱位置的瓦溫、膜厚測試結果均表明軸頸相對主承載瓦塊存在約0.002°的傾斜角。

（4）轉子系統臨界轉速時的軸振一倍頻峰峰值不超過40μm，振動情況良好；軸承測試綜合剛度k、k與理論綜合剛度k相比，平均誤差約50%，需要進一步提升大型全尺寸軸承現場動特性識別方法。

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Experimental Study of Full-Size Tilting-Pad Bearings and Research of the Lubrication and Vibration Performance

ZHANG Fan1, WANG Xiang1, GUAN Yongsheng2, YUAN Xiaoyang1

(1. Key Laboratory of Education Ministry for Modern Design and Rotor-Bearing System, Xi’an Jiaotong University, Xi’an 710049, China; 2. Dongfang Electric Machinery Company Limited, Deyang 618000, China)

For the failure damage of local melting caused by high temperature rise of a tilting-pad journal bearing, which is used to support an in-service megawatt nuclear power generator, the structural parameters of the bearing were redesigned, and an experimental study was performed to investigate the lubrication performances of pad temperatures, film thicknesses, pad tilting angle and the rotor-bearing system vibration performance of the redesigned bearing and the in-service bearing on a dynamic balancing machine. While, an oil-film thickness test method based on self-adaptive wobble characteristic of the main-pad and a pad tilting angle recognition method are performed. The results show that the No.1 bearing has better lubrication performances than No.2 bearing, the tested film thicknesses of the two bearings based on self-adaptive wobble characteristic of the main-pads have a high recognition accuracy compared with the theoretical results, and the pad tilting angle of No.1 bearing recognized by the tested film thickness information has a good agreement with the theoretical results. In the vibration performance, the first order critical speed and the integrated stiffness kandkat the critical speed were calculated from the vibration data, and the average error of the test stiffness is 50% to the theoretical integrated stiffnessk.

tilting-pad bearing;generator; oil-film thickness; pad tilting angle;vibration characteristics; rotor

TM623.3

A

1000-3983(2017)04-0023-06

國家重點基礎研究發展計劃資助項目（2015CB057303-2）

2016-11-15

張帆（1986-），西安交通大學博士在讀，現從事現代設計及軸承轉子系統動力學專業。