www.366.net

面支承扇形可倾瓦推力轴承特性

2020-05-21 03:31:21 《哈尔滨理工大学学报》 2020年1期

李永海 郭晓东 孙向志 汪雷 赵鸿博 龚玉平 武鼎超

摘 要:以面中心支承可倾瓦推力轴承为研究对象,通过有限元分析得到其主要润滑参数。并将分析结果与同工况下点支承推力轴承的润滑性能比较,得到面支承推力轴承的一般结论:面支承推力轴承润滑特性符合润滑理论的一般规律;在低载荷工况下,面支承推力轴承与点支承推力轴承的润滑特性基本相同;面支承的最佳支点位置沿径向、向外径边偏移5%左右;同一工况下,当轴瓦尺寸一定时,面支承推力轴承润滑性能会随着支承面尺寸的增加而下降。

关键词:推力轴承;面支承;性能对比;有限元分析

DOI:10.15938/j.jhust.2020.01.006

中图分类号: TH133.3

文献标志码: A

文章编号: 1007-2683(2020)01-0036-07

Abstract:In surface center supported thrust bearing as the research object, get the main lubrication parameters of surface supported thrust bearing by finite element analysisThe general conclusions of the surface supported thrust bearings are obtained by comparing the calculated results with those of the point supported thrust bearings at the same working conditions: the lubrication characteristics of the surface supporting thrust bearings accord with the general rule of lubrication theory; Under the low load conditions ,the lubrication characteristics of the surface supporting thrust bearings and the point supported thrust bearings are basically same; the optimum fulcrum position of the surface supported thrust bearing is offset about 5% along the radial and outer diameter side; the thrust bearing dimension is constant, the lubrication performance of the surface supporting thrust bearings will degrade with the increase of the supporting surface dimension at the same working conditions-

Keywords:surface support; fulcrum position; performance comparison;finite element analysis

0 引 言

滑动推力轴承广泛应用于水轮发电机组,汽轮发电机组和船用传动装置等大型装置中[1]。作为其核心部件,滑动轴承起到轴向固定作用,同时也承担轴向载荷。为了满足不同的工况要求,推力轴承可采用不同的支承方式,其润滑性能也不尽相同。

国内外诸多学者对推力轴承性能进行了广泛研究:Lu等 [2]研究了不同支承的轴承对水利发电机组性能的影响。Wasilczuk[3]分析了大型可倾瓦推力轴承的润滑与摩擦性能。Galvo等 [4]研究了动压推力轴承支点位置对推力轴承的润滑性能的影响。Brown等[5]建立了大型弹簧支承推力轴承油膜润滑的迭代求解方法并采用有限元分析方法进行了动、静压轴承润滑特性。李忠等[6]研究了各种刮瓦形式和支承线的倾斜度对推力轴承润滑性能的影响。吴鹏等[7] 对小弹簧多点支承推力轴承的基本特性和结构特点进行了分析并得到了小弹簧多点支承推力轴承的优点。程云山[8]分析了使用弹性盘支承推力轴承的水轮机发生烧瓦的原因,并提出了改进意见。廖燕华等[9]对蝶形弹簧及其支承结构、力学特性和蝶形弹簧支承的优点进行了分析,分析结果表明,蝶形弹簧支承型式具有承载能力高,缓冲吸震能力强、安装精度要求低等优点。吴超等[10]研究了不同支承方式和油膜间隙对推力轴承性能的影响。吴兵等[11]设计、制造了一种新型推力轴承试验台,并在不同工况下对线支承可倾瓦推力轴承的动、静特性进行了试验研究。许多学者对不同支承形式下轴承的润滑性能进行了大量研究[12-15]。而对于面支承推力轴承润滑性能的研究则很少。本文以面支承扇形可倾瓦推力轴承作为研究对象,分析其润滑特性。

1 数学模型

以某舰艇的面中心支承可倾瓦推力轴承为研究对象,其支承面是窄矩形平面,结构如图1所示。矩形面的基本尺寸:长度为a;宽度为R3-R4;高度为h;矩形面径向支承中心为R0=R3+R42;轴瓦张角为θ。将支承面长度与轴瓦长度的比值定义为支承面相对长度。

点支承[16]或者线支承轴瓦结构,支承处作用面積很小,单位面积作用力很大,会使支承处产生变形。实践证明,对于点支承或者线支承轴瓦在长期运行后支承处产生较大的塑性变形,使轴瓦结构偏离原始设计参数,甚至发生烧瓦事故。而面支承推力轴承,由于其受力处是一个平面,使其接触应力变小,接触变形减小,不会产生塑性变形,使轴瓦高度方向上的尺寸精度能够长期保持,轴承的使用寿命延长。但同时也限制了轴瓦的自由摆动,特别是径向摆动。

1-1 雷诺方程

用有限元法解雷诺方程[17-18],计算瓦面油膜压力的分布。适当简化得到推力轴承的雷诺控制方程:

1-3 粘温方程

润滑油的粘性系数μ与温度T的关系是随润滑油的不同牌号而异,可根据实测的N个不同温度所对应的μ值,即黏度-温度关系曲线由拉格朗日插值公式给出粘温方程:

2 面支承推力轴承性能计算

2-1 计算程序

以单个扇形瓦面为求解区域,采用有限元求解法编制计算程序;利用计算程序,并根据固定的网格划分顺序算得对应节点上的油膜压力、油膜温度、油膜厚度和其他的主要润滑参数。节点划分如图3所示。

在相同工况下分别计算中心点支承[19-20]与中心面支承扇形可倾瓦推力轴承的润滑参数,并进行对比分析,得到中心面支承扇形可倾瓦推力轴承的一般特性。

2-2 求解过程

由计算程序对方程组(5)进行求解。首先给定一个初始轴瓦变形值,通过迭代计算得到轴承油膜厚度、压力和温度分布场。再由得到的油膜压力和温度场参数,利用ANSYS计算瓦块变形值,将新变形值带入方程组再进行迭代计算,再次得到油膜压力和温度场;如此反复计算,直至最小油膜厚度值和瓦块的变形值收敛。

3 算 例

3-1 中心面支承扇形可倾瓦推力轴承性能分析

扇形瓦基本参数:轴瓦外径:D1=744(mm),轴瓦外径D2=508-0(mm),轴瓦张角Q=24-0(°),瓦块数Z=10-0。总载荷W=50(kN),转速N=297(r/min),油槽温度T0=33-0(℃),支承中心极坐标支承Rp=313(mm),Qp=12(°),轴瓦厚度HB=40-0(mm),长宽比L/B=1-102,轴瓦面积A=154-7(cm2),控制字LW=0(不计惯性力),润滑油牌号Lubricant=VG-46,润滑油密度PL= 0-90(g/cm3),润滑油比热Cp= 0-46(kCal/kg·℃),分布圆直径D0=626(mm)(几何中心)。支承面长度为10-8(mm);支承面宽度为67(mm);支承面高度为2-18(mm)。

在以下各图中,X方向从左到右依次为出油边到进油边,Y方向为从后到前依次为外径边到内径边,Z方向表示参数值。

推力轴承的润滑性能也取决于油膜温度分布,温度场是能够直接反应轴承润滑情况的核心参数之一。镜板与轴瓦对油膜剪切产生温度场,油膜温度决定着轴瓦能否稳定运行。最高油膜温度越低,越有利于轴瓦稳定运行。从图6中可以看出油膜温度从出油边到进油边逐渐变小,最高温度出现在出油边靠近外径边处,最低温度则出现在进油边靠近内径边处。

上述结论均符合润滑理论的一般规律。

3-2 两种支承型式的对比

保持扇形瓦推力轴承基本参数不变,并在相同工况下计算点支承与面支承扇形可倾瓦推力轴承主要性能参数,并进行对比分析,由于篇幅所限,只给出部分数据。其性能参数对比如表1所示。

由表1中的数据可知,当比压较小时,面支承扇形可倾瓦推力轴承的最小油膜厚度、最大油膜压力和最高油膜温度与点支承可倾瓦推力轴承基本相同。随着比压逐渐增大,点支承可倾瓦推力轴承的最小油膜厚度大于面支承可倾瓦推力轴承;最高油膜温度低于面支承可倾瓦推力轴承,这种润滑特性的变化规律随着比压值的增大而越发明显,这表明点支承可倾瓦推力轴承在高比压下的润滑性能要优于面支承可倾瓦推力轴承。

3-3 不同偏心率的面支承轴承性能比较

保持面支承扇形可倾瓦推力轴承的结构参数不变,改变面支承中心点的径向位置,在相同工况下,比较不同偏心率面支承扇形可倾瓦推力轴承的最小油膜厚度、最大油膜压力和最高瓦面油膜温度等主要性能指标,参数如表2。

由表2可知,随着偏心率的增加,轴瓦的最小油膜厚度先升后降(从80-2μm上升到99-2μm然后下降到88-2μm),并在偏心率为5%左右时,最小油膜厚度达到最大值;轴瓦的径向倾角从0-167×10-2rad减小到-0-109×10-3rad,变化较大,而周向倾角逐渐增大,但变动量较小。油膜压力在前期基本保持不变,但在偏心率15%的时候明显下降。最高油膜温度先小后大,在偏心率5%左右时最小。入油边流量从3-51L/min上升到6-69L/min,流量大约增加了90%。单瓦功率损失则逐渐减小,从1-26kW一直下降到0-92kW。最小油膜厚度随偏心率的变化如图7所示。

3-4 支承面相对长度的变化对轴承性能的影响

当扇形可倾瓦推力轴承采用面支承时,由于径向方向上摆动很小,故只分析轴瓦周向摆动。在工况和轴瓦主要结构参数保持不变的条件下,通过改变支承面的相对长度,分析轴瓦的润滑性能参数。结果如表3所示。

由表3可知,当轴承处于稳定运行时,随着支承面相对长度的增加,最小油膜厚度从96-2μm下降到71-2μm,同时整个油膜的平均厚度也从104-4μm下降到83-9μm;最大油膜压力则从0-72MPa,大约下降了4%左右,降到0-69MPa,平均油膜压力基本保持不变;最高油膜温度则逐渐上升,从43-0℃上升到45-6℃;单瓦功耗增加、流量减少。最小油膜厚度、最大油膜压力和最高油膜温度是影响推力轴承性能主要参数。从图8中可以清晰的看到最小油膜厚度随着支承面相对长度的增大而减小。

5 结 论

面支承扇形可傾瓦推力轴承加工工艺性好,精度保持性好,易于保证各轴瓦高度相同。通过大量数据的对比、分析,可以得到中心面支承扇形可倾瓦推力轴承润滑特性的一般结论:

1)面支承扇形可倾瓦推力轴承润滑特性符合润滑理论的一般规律。

2)在低载荷工况下,面支承扇形可倾瓦推力轴承与点支承扇形可倾瓦推力轴承的润滑特性基本相同。

3)在低比压、低转速下,中心面支承的最佳支点位置在沿径向、向外径边偏移5%左右。

4)在同一工况下,当轴瓦尺寸一定时,面支承扇形可倾瓦推力轴承润滑性能会随着支承面尺寸的增加而下降。

参 考 文 献:

[1] 武中德,王黎钦,曲大庄等.大型水轮发电机力轴承热弹润滑性能分析[J].润滑与密封,2001(2):147.

WU Zhongde, WANG Liqin, QU Dazhuang, et al. Analysis of Thermoelastic Hydrodynamic Lubrication Performance of Thrust Bearings for Large Hydrogenerators [J].Lubrication Engineering, 2001(2):147.

[2] LU Wenxiu, CHU Fulei. Lateral Vibration of Hydroelectric Generating Set with Different Supporting Condition of Thrust Pad [J].Shock and Vibration.2015:317.

[3] MICHAL Wasilczuk. Friction and Lubrication of Large Tilting-Pad Thrust Bearings [J] .Faculty Of Mechanical Engineering, 2015(3):164.

[4] GALVO M M, MENON G J, SCHWARZ V A . Numerical Study of the Influence of the Pivot Position on the Steady-state Behavior of Tilting-pad Thrust Bearings [J]. Journal of the Brazilian Society of Mechanical sciences and engineering.2017:1.

[5] BROWN MS A L, MEDLEY DR J B, FERGUSON MR J H. Spring-supported Thrust Bearings Used in Hydroelectric Generators: Finite Element Analysis of Pad Deflection [J]. Tribology Series, 2001(39):99.

[6] 李忠,李自新,林荣新.线支承扇形瓦推力轴承热动力润滑性能分析[J].润滑与密封,2002(5):14.

LI Zhong, LI Zixin, LIN Rongxin. Hermohydrodynamic Lubrication Performance of Thrust Bearing with Supporting-Line Sector Pads[J].Lubrication Engineering, 2002(5):14.

[7] 吴鹏,小野田勉.小弹簧簇多点支撑结构在大型推力轴承上的应用[J].水力发电,2013(4):58.

WU Peng, Tsutomu Onoda. Application of Multiple Distribution Coil Springs in Thrust Bearing [J].Water Power, 2013(4):58.

[8] 程云山.水泵水轮机弹性盘支承推力轴承烧损事故分析及处理[J].水利水电科技进展,2007(5):59.

CHENG Yunshang, Analysis and Treatment of Elastic Shaft-disc Thrust Bearing Burn-out Accident of Pump-turbines[J].Advances In Science and Technology of Water Resources, 2007(5):59.

[9] 廖燕华,陈坚,周少华,等.大型立式水泵组推力滑动轴承碟簧支承型式研究10[C]//福建厦门:中国水利学会会议论文集,2009:161.

[10]吴超,王文,陈晓阳,等.推力轴承支承方式及间隙影响的研究[J].润滑与封,2006(5):131.

WU Chao, WANG Wen, CHEN Xiaoyang, et al. The Influence of Supporting Pattern and Oil Film Clearance on Hydrodynamic Thrust Bearing [J].Lubrication Engineering, 2006(5):131,

[11]吳兵,臧春阳,孙云昊,等.线支撑可倾瓦推力轴承性能的试验研究[J].润滑与密封,2014(4):55.

WU Bing, ZANG Chunyang, SUN Yunhao, et al. Experimental Test of Dynamic Characteristics of Tilting Pad Thrust Bearing[J]. Lubrication Engineering, 2014(4): 55.

[12]朱礼进,张可喜.推力可倾瓦轴承支点的优化设计[J].润滑与密封,2004(6):57.

ZHU Lijin, ZHANG Kexi. Optimal Design for the Pivot of Thrust Pad Bearing [J]. Lubrication Engineering, 2004(6):57.

[13]罗正平.弹簧束支承的塑料瓦推力轴承[J].东方电机,2003(2):103.

LUO Zhengping. Plastic Pad Thrust Bearing Supported by Spring Bundle [J]. Don fang Electrical Machine, 2003(2):103.

[14]克发林,胡伟强,闫宗国,等.小弹簧支撑式推力轴承润滑计算及影响因素分析[J].水力发电学报,2015(4):157.

KE Falin, HU Weiqiang, YAN Zongguo, et al. Calculation of Lubricity and Analysis of Influencing Factors for Small Spring-supported Thrust Bearing[J].Water Power,2015(4):157.

[15]耿国山,孙铎,武中德.水轮发电机双托盘支撑推力轴承变形分析[J].大电机技术,2009(3):5.

GENG Guoshan, SUN Ze, WU Zhongde. Analysis of Deformation of Double-disk Supported Thrust Bearing for Hydrogenerators [J]. Large Electric Machine And Hydraulic Turbine, 2009(3):5.

[16]李立书.扇形可倾瓦推力轴承支点位置对润滑性能影响的研究[D].哈尔滨:哈尔滨理工大学,2017.

[17]温诗铸,黄平.摩擦学原理[M].北京:清华大学出版社.2002.

[18]孙大成.润滑力学[M].北京:友谊出版社,1991.

[19]邱明,陈龙,李迎春.轴承摩擦学原理及应用[M].北京:国防工业出版社,2012.

[20]曲庆文.薄膜润滑理论[M].北京:科学出版社,2006.

(编辑:王 萍)

XML 地图 | Sitemap 地图