徐 冬

(上海電氣電站設(shè)備有限公司汽輪機(jī)廠，上海 200240)

鑒于國家節(jié)能減排的需求，目前汽輪發(fā)電機(jī)組逐漸向大功率、低能耗方向發(fā)展，1 000 MW超超臨界二次再熱機(jī)組、1 200 MW超超臨界機(jī)組、半速大容量核電機(jī)組等大功率機(jī)組市場需求旺盛，前景廣闊。轉(zhuǎn)子作為整個(gè)汽輪機(jī)機(jī)組的核心部件，其加工精度直接影響到整個(gè)機(jī)組的運(yùn)行效率及安全性。

作為大型軸類零件，汽輪機(jī)轉(zhuǎn)子質(zhì)量輕則幾十噸，重則數(shù)百噸，車削加工時(shí)因支承跨距過長，由自重產(chǎn)生的撓度不可避免。撓度將導(dǎo)致轉(zhuǎn)子軸心線偏離大車主軸回轉(zhuǎn)中心，進(jìn)而產(chǎn)生幾何形狀的加工誤差，同時(shí)會(huì)導(dǎo)致轉(zhuǎn)子裝夾不緊而損壞機(jī)床精度[1]。因此轉(zhuǎn)子車削時(shí)必須采取合理的裝夾工藝來消除撓度的影響。

上海汽輪機(jī)廠(以下簡稱“上汽廠”)主要通過靜壓支承的方式來解決轉(zhuǎn)子車削時(shí)的撓度變形問題，但靜壓支承與轉(zhuǎn)子撓度之間的幾何物理關(guān)系尚不明確，關(guān)于靜壓支承力大小、油泵供油壓力、油膜厚度等參數(shù)的控制與調(diào)節(jié)工作全憑操作人員的自身經(jīng)驗(yàn)來完成，缺乏有效的理論依據(jù)。對于外形尺寸、質(zhì)量等變化較大的新產(chǎn)品，如何快速準(zhǔn)確地設(shè)定供油壓力，進(jìn)而獲取穩(wěn)定的靜壓支承力及油膜厚度，一直都是困擾企業(yè)的生產(chǎn)難題。本文擬對汽輪機(jī)轉(zhuǎn)子靜壓支承系統(tǒng)的控制與校調(diào)問題進(jìn)行研究，提出供油壓力、油膜厚度、靜壓支承力的計(jì)算方法，為轉(zhuǎn)子現(xiàn)場裝夾校調(diào)提供指導(dǎo)。

1 靜壓軸瓦油膜特性分析

按供油方式的不同，液體靜壓軸瓦系統(tǒng)可分為定壓供油系統(tǒng)和定量供油系統(tǒng)兩大類，汽輪機(jī)轉(zhuǎn)子輔助支承采用定壓供油系統(tǒng)[2]。液體靜壓軸承承載部分被稱為油墊，由油腔、封油邊及進(jìn)油孔組成。油膜起到支承轉(zhuǎn)子的作用，通過改變油壓調(diào)整油膜厚度的方法，可實(shí)現(xiàn)支承高度的調(diào)節(jié)。因此，分析靜壓軸瓦的油膜特性對控制油膜厚度，確保靜壓軸瓦提供足夠大的支承力，進(jìn)而減少轉(zhuǎn)子撓度變形具有重要意義。

圖1為汽輪機(jī)轉(zhuǎn)子車削加工使用的靜壓軸瓦，油墊為扇形。由于其直徑相對于油腔的徑向?qū)挾缺群艽?，油腔?shù)目又多，因此可以把扇形油墊簡化為矩形油墊。

(a) 靜壓軸瓦

(b) 靜壓軸瓦三維模型

圖1 轉(zhuǎn)子數(shù)控車床靜壓軸瓦

簡化后的矩形油墊如圖2所示。矩形油墊四周設(shè)置密封邊，是為了產(chǎn)生靜壓油的節(jié)流背壓，從而使靜壓油膜始終保持一定的靜壓力。由于油墊的靜壓油腔具有一定的深度，與四周密封邊的油膜厚度相比要大得多(一般在數(shù)十倍)，因此在矩形靜壓油墊的承載能力分析計(jì)算中，將靜壓腔內(nèi)部的靜壓力視為等壓分布，而將四周密封邊之間的油液視為縫隙流動(dòng)，壓力近似為線性分布。計(jì)算矩形油墊承載力的過程中，可將油液視為等壓分布在由密封邊中線圍成的矩形區(qū)域上，即圖2虛線線框區(qū)域，單油墊的有效面積為：

(1)

式中：M、N為單個(gè)矩形油墊的寬度和長度，m；a、b為單個(gè)油腔的長度和寬度，m。

(a) 簡化后的油墊模型 (b) 單個(gè)矩形油墊

圖2 靜壓軸瓦等效矩形油墊

(2)

式中：p為油腔壓力，Pa；h為油膜厚度，m；μ為油膜的黏度系數(shù)。

當(dāng)采用定壓供油式靜壓輸出時(shí)，油泵供油壓力比油腔壓力高，通過節(jié)流器產(chǎn)生壓降Δp。

Δp=p0-p=η*p0

(3)

式中：η為油壓比；p0為油泵供油壓力，Pa。

根據(jù)壓降Δp可計(jì)算出流量Q的值：

(4)

式中：C為流量系數(shù)，通常取0.6～0.65；A0為進(jìn)油管道橫截面面積，m2；ρ為油的密度，kg/m3。

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由此可得出油膜厚度與油腔壓力之間的關(guān)系式：

(5)

2 供油壓力及油膜厚度控制

汽輪機(jī)轉(zhuǎn)子作為大型軸類零件，車床加工時(shí)需足夠大的支承力，業(yè)內(nèi)通常采用靜壓支承的方式，以獲取較好的支承和潤滑效果，進(jìn)而提高轉(zhuǎn)子車削加工精度。轉(zhuǎn)子車削時(shí)，靜壓軸瓦與轉(zhuǎn)子之間的油膜間隙(油膜厚度)一般要求控制在0.03～0.05 mm之間。油膜厚度過小，轉(zhuǎn)子與軸瓦之間會(huì)產(chǎn)生動(dòng)摩擦而刮傷轉(zhuǎn)子表面；油膜厚度過大，又會(huì)因壓力泄漏而導(dǎo)致轉(zhuǎn)子浮力不夠，進(jìn)而導(dǎo)致支承不穩(wěn)定，影響加工精度。油膜厚度的控制，與軸瓦的結(jié)構(gòu)、油膜特性、供油壓力等息息相關(guān)，現(xiàn)場裝夾作業(yè)時(shí)為確保油膜支承力及支承高度，需合理調(diào)節(jié)油泵的供油壓力。

上汽廠一直以來都是依靠操作者的自身經(jīng)驗(yàn)來控制油源壓力及油膜厚度，通過反復(fù)塞塞片的方式來測量油膜間隙，直至油膜間隙值處于0.03～0.05 mm的區(qū)間，因此缺乏理論數(shù)據(jù)指導(dǎo)。以往加工的轉(zhuǎn)子質(zhì)量較小，結(jié)構(gòu)差異不明顯，依靠經(jīng)驗(yàn)尚能調(diào)節(jié)到位。而對于新型大功率超超臨界低壓轉(zhuǎn)子、核電低壓焊接轉(zhuǎn)子等外形結(jié)構(gòu)、質(zhì)量均發(fā)生巨大變化的轉(zhuǎn)子來說，原靜壓參數(shù)必定無法滿足裝夾校調(diào)的要求，需通過理論計(jì)算方法推導(dǎo)出油膜厚度與油源壓力、靜壓支承力之間的關(guān)系式，以指導(dǎo)車間裝夾作業(yè)。

定壓供油式靜壓支承系統(tǒng)主要由三部分組成：軸承部分、節(jié)流器部分和供油裝置。其特點(diǎn)是支承結(jié)構(gòu)簡單，調(diào)整方便，通過調(diào)節(jié)供油壓力即可獲取所需的靜壓支承力[3]。根據(jù)前文靜壓油膜特性理論公式可知，油膜厚度與油腔壓力有關(guān)，而油腔壓力又是由油膜支承力和油膜有效面積直接決定的。油膜支承力產(chǎn)生于靜壓油系統(tǒng)，但支承力的大小與所支承的轉(zhuǎn)子質(zhì)量、靜壓軸瓦的油腔結(jié)構(gòu)、軸瓦數(shù)量等因素息息相關(guān)，具體可通過有限元仿真計(jì)算得到。

以上汽廠1 000 MW超超臨界低壓轉(zhuǎn)子為例，車削加工采用SIGEN數(shù)控臥式大車，其靜壓軸瓦分布6個(gè)油腔，油膜等效面積應(yīng)為單個(gè)油墊面積的6倍，其靜壓支承力W可由下式求得：

W=6p*A=6(p0-Δp)*A=

(6)

因此，由式(6)可得出油源壓力p0的計(jì)算公式：

(7)

式中：靜壓支承力W可通過有限元計(jì)算得到，將W值代入式(7)，即可算出油源壓力p0的值。

聯(lián)立式(3)、式(5)、式(7)，可進(jìn)一步得出油膜厚度h的計(jì)算公式：

3 靜壓支承力計(jì)算

由于轉(zhuǎn)子質(zhì)量很大，若考慮采用靜壓支承的方式來加工轉(zhuǎn)子，需要考量靜壓油提供的支承力是否足以支承起轉(zhuǎn)子，從而使得支承部位的中心與機(jī)床軸心同高，因此還需對靜壓軸瓦的支承力進(jìn)行分析計(jì)算。本文將利用ANSYS有限元仿真軟件，對1 000 MW機(jī)組低壓轉(zhuǎn)子精加工狀態(tài)下的支承力進(jìn)行分析計(jì)算。

轉(zhuǎn)子精車時(shí)需在兩端各添加1個(gè)輔助支承，即采取雙托架的支承方式。為此有限元分析時(shí)以轉(zhuǎn)子兩頂針孔為固定約束點(diǎn)，在前后兩端托軸瓦處各添加一個(gè)支承力并逐漸加大，直至支承位置的撓度值降為零，此時(shí)施加的力即為轉(zhuǎn)子車削加工時(shí)所需的靜壓支承力。

在轉(zhuǎn)子前、后汽封檔處各添加1個(gè)靜壓支承軸瓦，具體位置如圖3所示。

圖3 1 000 MW低壓轉(zhuǎn)子精車支承布置圖

雙支承狀態(tài)下的撓度變形云圖如圖4所示，其最大撓度值約為0.05 mm。轉(zhuǎn)子兩端的靜壓支承力略有差別，其中調(diào)閥端靜壓支承力為434.57 kN、電機(jī)端靜壓支承力為433.08 kN，二者可視為相等，實(shí)際操作時(shí)可使用相同的油泵壓力。靜壓支承力的計(jì)算結(jié)果可用于油泵壓力的計(jì)算。

圖4 1 000 MW低壓轉(zhuǎn)子雙支承狀態(tài)下的變形云圖

4 現(xiàn)場測量與驗(yàn)證

為驗(yàn)證理論公式是否準(zhǔn)確，對1 000 MW超超臨界機(jī)組低壓轉(zhuǎn)子雙支承狀態(tài)下的軸瓦尺寸、油泵壓力、油膜厚度等數(shù)據(jù)進(jìn)行了采集?，F(xiàn)場用塞尺測量了轉(zhuǎn)子電機(jī)端的油膜厚度，如圖5所示。測量結(jié)果為：中間最低處油膜厚約0.06 mm，兩側(cè)開口處油膜厚約0.08 mm。6個(gè)油泵的供油壓力分別為：四角處均為4 MPa，中間2個(gè)均為7 MPa。

(a) 油膜間隙現(xiàn)場測量

(b)油泵壓力表監(jiān)測

圖5 油膜厚度現(xiàn)場測量驗(yàn)證

表1為現(xiàn)場采集的液壓油各參數(shù)，通過式(7)和式(8)可計(jì)算出油源壓力及油膜厚度值。

表1 1 000 MW低壓轉(zhuǎn)子靜壓系統(tǒng)參數(shù)表

假設(shè)軸瓦中6個(gè)油腔的供油壓力近似相等，根據(jù)式(7)計(jì)算得到油源壓力為6.427 MPa，油膜厚度為0.057 mm，二者與實(shí)測結(jié)果非常接近，證明本文提出的理論計(jì)算方法準(zhǔn)確、可靠。

5 結(jié) 論

本文通過對汽輪機(jī)轉(zhuǎn)子數(shù)控車床靜壓軸瓦油膜特性的分析，提出了油泵供油壓力、油膜厚度的理論計(jì)算公式，并結(jié)合上汽廠1 000 MW低壓轉(zhuǎn)子的加工案例，驗(yàn)證了理論計(jì)算方法的準(zhǔn)確性。理論計(jì)算結(jié)果可指導(dǎo)現(xiàn)場操作者快速調(diào)節(jié)油泵壓力，進(jìn)而獲取理想的油膜厚度值。研究成果除可提高現(xiàn)場裝夾作業(yè)效率外，還確保了靜壓支承系統(tǒng)的安全穩(wěn)定性，有利于減小轉(zhuǎn)子車削加工時(shí)因裝夾不當(dāng)而導(dǎo)致的撓度變形，進(jìn)而提高轉(zhuǎn)子車削加工精度。