張大為,王佳亮
(哈爾濱電機廠有限責任公司,黑龍江 哈爾濱 150040)
動靜壓軸承為兼有動壓、靜壓軸承兩者優(yōu)點的軸承,其在正常轉速時動壓工作,低速旋轉時靜壓工作的油膜軸承。軸承啟動、制動過程中或主軸轉速低于某一臨界值時為靜壓作用,在軸承正常運行過程中動壓租用,靜壓供油系統(tǒng)停止工作。這樣工作的動靜壓軸承稱為靜壓浮升式動靜壓軸承,經(jīng)常用于大型汽輪發(fā)電機轉子動平衡試驗,轉子轉速最高約4300 r/min。
現(xiàn)對于發(fā)電設備轉子分析動靜壓軸承油膜的動態(tài)性,即動靜壓軸承在高速工作情況下的動力學性能,如極限轉速、不穩(wěn)定性和對不平衡量的響應。在轉子軸在升速運動過程中,軸的中心位移變化幅值迅速增加,以致難以控制,這對于軸承-軸系統(tǒng)則是一個極危險現(xiàn)象,可造成轉子軸及軸承部位嚴重燒毀,繼而造成價值幾千萬設備的損失。
如圖1兩套供油系統(tǒng),低壓油PL將通過動壓油腔進入軸承,而高壓油PS進入靜壓油腔。注入靜壓油腔的油從軸承間隙瀉出而形成一層壓力油膜。若靜壓油腔與靜壓油腔有效面積的乘積等于外載荷,軸被頂起,脫離與軸承的直接接觸,實現(xiàn)了液體摩擦。當軸以正常工作轉速運行時,靜壓供油系統(tǒng)停止向靜壓油腔供油,此時另一個系統(tǒng)向動壓油腔供油以保持動壓潤滑的需要,這時的外載荷將全部由油膜的動壓效應所產(chǎn)生的作用力承受。
圖1 動靜壓軸承示意圖
當一個油膜軸承-軸系統(tǒng)的速度逐漸升高時,可以測得軸的中心位移隨時間變化,如圖2所示,對于動靜壓軸承-軸系統(tǒng),由于油膜產(chǎn)生的各向不同性的緣故,在高速輕載荷時,往往有兩個頻率。
油膜軸承-軸系統(tǒng)失穩(wěn)現(xiàn)象成因:油膜的動態(tài)特性系數(shù)中有兩個交叉剛度系統(tǒng),即Kxy、Kyx。這兩個剛度系數(shù)對油膜軸承-軸系統(tǒng)的失穩(wěn)有很大的影響。圖3所示,圖中OS是軸的瞬時平衡位置,若交叉剛度Kxy為負、Kyx為正,則交叉剛度與位移增量乘積所決定的x、y擾動力增加有:
如果軸中心一旦偏離平衡位置,ΔFy、- ΔFy、ΔFx、-ΔFx正好增加軸中心渦動的能量,造成油膜軸承-軸系統(tǒng)失穩(wěn)。經(jīng)分析Kxx、Kyy值大,則剛度高,有利于提高油膜軸承-軸系統(tǒng)的固有頻率,這利于增加系統(tǒng)的穩(wěn)定性。阻尼 Bxx、Byy值大,利于抑制振動,而Bxy、Byx對穩(wěn)定性影響很小。
以下通過對4個剛度系數(shù)和阻尼系數(shù)分析來判斷油膜軸承-軸系統(tǒng)的穩(wěn)定性。
軸在油膜中承受的擾動力的運動方程為:
式中:
m——軸的質量;
x(t)、y(t)——軸在x、y方向位移隨時間的變化;
Px(t)、Py(t)——作用在軸x、y方向的擾動力;
δFx、δFy—— 分別是軸受力的 x、y 方向的油膜力。
該方程式一元四次多項式。解方程應有4個根,即兩對共軛復數(shù)根:
由特征方程根的性質可以判別油膜軸承-軸系統(tǒng)的穩(wěn)定性。系統(tǒng)穩(wěn)定的充分必要條件Re(s1)<0(i=1,2,3,4)。在這里即根的實部為負,b1<0,b2<0。假設 S1,S2,S3,S4是特征方程 c(s)的4 個根。用待定系數(shù)法,待定系數(shù)為H,I,J,K。則變?yōu)橄率?
為求得軸受擾動力作用后軸心位移隨時間變化方程,對上式進行反拉氏變換。反拉式變換為L-1[],有:
式中給出在油膜中運動的軸受擾動力之后的曲線方程。
對于x(t)=Hes1t+Ies2t+Jes3t+Kes4t方程分析可知,只有四個根的實部均小于0時,x(t)的振幅才能隨時間衰減,上式能收斂,即系統(tǒng)受擾動力作用后能重新穩(wěn)定下來,說明這個系統(tǒng)就是穩(wěn)定系統(tǒng)。只要其中一個根實部大于0,則上式不能收斂。x(t)的振幅不斷增大,是不穩(wěn)定系統(tǒng)。若根的實部等于0,則x(t)不收斂也不發(fā)散,是穩(wěn)定振動。在發(fā)電機轉子試驗過程中,轉子軸承需提供一個旋轉穩(wěn)定的支持系統(tǒng),在設計軸承系統(tǒng)時要充分考慮軸承系統(tǒng)各部位振動幅度是否影響試驗的結論,筆者著重研究了動靜壓軸承油膜動力穩(wěn)定性,以便在高速旋轉過程中將軸承油膜對轉子不穩(wěn)定性的因素排除,將轉子自身的不穩(wěn)定因素顯露,將有利于轉子整體性能提高。