转子数控车床静压支承系统研究与控制

徐 冬

(上海电气电站设备有限公司汽轮机厂，上海 200240)

鉴于国家节能减排的需求，目前汽轮发电机组逐渐向大功率、低能耗方向发展，1 000 MW超超临界二次再热机组、1 200 MW超超临界机组、半速大容量核电机组等大功率机组市场需求旺盛，前景广阔。转子作为整个汽轮机机组的核心部件，其加工精度直接影响到整个机组的运行效率及安全性。

作为大型轴类零件，汽轮机转子质量轻则几十吨，重则数百吨，车削加工时因支承跨距过长，由自重产生的挠度不可避免。挠度将导致转子轴心线偏离大车主轴回转中心，进而产生几何形状的加工误差，同时会导致转子装夹不紧而损坏机床精度[1]。因此转子车削时必须采取合理的装夹工艺来消除挠度的影响。

上海汽轮机厂(以下简称“上汽厂”)主要通过静压支承的方式来解决转子车削时的挠度变形问题，但静压支承与转子挠度之间的几何物理关系尚不明确，关于静压支承力大小、油泵供油压力、油膜厚度等参数的控制与调节工作全凭操作人员的自身经验来完成，缺乏有效的理论依据。对于外形尺寸、质量等变化较大的新产品，如何快速准确地设定供油压力，进而获取稳定的静压支承力及油膜厚度，一直都是困扰企业的生产难题。本文拟对汽轮机转子静压支承系统的控制与校调问题进行研究，提出供油压力、油膜厚度、静压支承力的计算方法，为转子现场装夹校调提供指导。

1 静压轴瓦油膜特性分析

按供油方式的不同，液体静压轴瓦系统可分为定压供油系统和定量供油系统两大类，汽轮机转子辅助支承采用定压供油系统[2]。液体静压轴承承载部分被称为油垫，由油腔、封油边及进油孔组成。油膜起到支承转子的作用，通过改变油压调整油膜厚度的方法，可实现支承高度的调节。因此，分析静压轴瓦的油膜特性对控制油膜厚度，确保静压轴瓦提供足够大的支承力，进而减少转子挠度变形具有重要意义。

图1为汽轮机转子车削加工使用的静压轴瓦，油垫为扇形。由于其直径相对于油腔的径向宽度比很大，油腔数目又多，因此可以把扇形油垫简化为矩形油垫。

(a) 静压轴瓦

(b) 静压轴瓦三维模型

图1 转子数控车床静压轴瓦

简化后的矩形油垫如图2所示。矩形油垫四周设置密封边，是为了产生静压油的节流背压，从而使静压油膜始终保持一定的静压力。由于油垫的静压油腔具有一定的深度，与四周密封边的油膜厚度相比要大得多(一般在数十倍)，因此在矩形静压油垫的承载能力分析计算中，将静压腔内部的静压力视为等压分布，而将四周密封边之间的油液视为缝隙流动，压力近似为线性分布。计算矩形油垫承载力的过程中，可将油液视为等压分布在由密封边中线围成的矩形区域上，即图2虚线线框区域，单油垫的有效面积为：

(1)

式中：M、N为单个矩形油垫的宽度和长度，m；a、b为单个油腔的长度和宽度，m。

(a) 简化后的油垫模型 (b) 单个矩形油垫

图2 静压轴瓦等效矩形油垫

(2)

式中：p为油腔压力，Pa；h为油膜厚度，m；μ为油膜的黏度系数。

当采用定压供油式静压输出时，油泵供油压力比油腔压力高，通过节流器产生压降Δp。

Δp=p0-p=η*p0

(3)

式中：η为油压比；p0为油泵供油压力，Pa。

根据压降Δp可计算出流量Q的值：

(4)

式中：C为流量系数，通常取0.6～0.65；A0为进油管道横截面面积，m2；ρ为油的密度，kg/m3。

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由此可得出油膜厚度与油腔压力之间的关系式：

(5)

2 供油压力及油膜厚度控制

汽轮机转子作为大型轴类零件，车床加工时需足够大的支承力，业内通常采用静压支承的方式，以获取较好的支承和润滑效果，进而提高转子车削加工精度。转子车削时，静压轴瓦与转子之间的油膜间隙(油膜厚度)一般要求控制在0.03～0.05 mm之间。油膜厚度过小，转子与轴瓦之间会产生动摩擦而刮伤转子表面；油膜厚度过大，又会因压力泄漏而导致转子浮力不够，进而导致支承不稳定，影响加工精度。油膜厚度的控制，与轴瓦的结构、油膜特性、供油压力等息息相关，现场装夹作业时为确保油膜支承力及支承高度，需合理调节油泵的供油压力。

上汽厂一直以来都是依靠操作者的自身经验来控制油源压力及油膜厚度，通过反复塞塞片的方式来测量油膜间隙，直至油膜间隙值处于0.03～0.05 mm的区间，因此缺乏理论数据指导。以往加工的转子质量较小，结构差异不明显，依靠经验尚能调节到位。而对于新型大功率超超临界低压转子、核电低压焊接转子等外形结构、质量均发生巨大变化的转子来说，原静压参数必定无法满足装夹校调的要求，需通过理论计算方法推导出油膜厚度与油源压力、静压支承力之间的关系式，以指导车间装夹作业。

定压供油式静压支承系统主要由三部分组成：轴承部分、节流器部分和供油装置。其特点是支承结构简单，调整方便，通过调节供油压力即可获取所需的静压支承力[3]。根据前文静压油膜特性理论公式可知，油膜厚度与油腔压力有关，而油腔压力又是由油膜支承力和油膜有效面积直接决定的。油膜支承力产生于静压油系统，但支承力的大小与所支承的转子质量、静压轴瓦的油腔结构、轴瓦数量等因素息息相关，具体可通过有限元仿真计算得到。

以上汽厂1 000 MW超超临界低压转子为例，车削加工采用SIGEN数控卧式大车，其静压轴瓦分布6个油腔，油膜等效面积应为单个油垫面积的6倍，其静压支承力W可由下式求得：

W=6p*A=6(p0-Δp)*A=

(6)

因此，由式(6)可得出油源压力p0的计算公式：

(7)

式中：静压支承力W可通过有限元计算得到，将W值代入式(7)，即可算出油源压力p0的值。

联立式(3)、式(5)、式(7)，可进一步得出油膜厚度h的计算公式：

3 静压支承力计算

由于转子质量很大，若考虑采用静压支承的方式来加工转子，需要考量静压油提供的支承力是否足以支承起转子，从而使得支承部位的中心与机床轴心同高，因此还需对静压轴瓦的支承力进行分析计算。本文将利用ANSYS有限元仿真软件，对1 000 MW机组低压转子精加工状态下的支承力进行分析计算。

转子精车时需在两端各添加1个辅助支承，即采取双托架的支承方式。为此有限元分析时以转子两顶针孔为固定约束点，在前后两端托轴瓦处各添加一个支承力并逐渐加大，直至支承位置的挠度值降为零，此时施加的力即为转子车削加工时所需的静压支承力。

在转子前、后汽封档处各添加1个静压支承轴瓦，具体位置如图3所示。

图3 1 000 MW低压转子精车支承布置图

双支承状态下的挠度变形云图如图4所示，其最大挠度值约为0.05 mm。转子两端的静压支承力略有差别，其中调阀端静压支承力为434.57 kN、电机端静压支承力为433.08 kN，二者可视为相等，实际操作时可使用相同的油泵压力。静压支承力的计算结果可用于油泵压力的计算。

图4 1 000 MW低压转子双支承状态下的变形云图

4 现场测量与验证

为验证理论公式是否准确，对1 000 MW超超临界机组低压转子双支承状态下的轴瓦尺寸、油泵压力、油膜厚度等数据进行了采集。现场用塞尺测量了转子电机端的油膜厚度，如图5所示。测量结果为：中间最低处油膜厚约0.06 mm，两侧开口处油膜厚约0.08 mm。6个油泵的供油压力分别为：四角处均为4 MPa，中间2个均为7 MPa。

(a) 油膜间隙现场测量

(b)油泵压力表监测

图5 油膜厚度现场测量验证

表1为现场采集的液压油各参数，通过式(7)和式(8)可计算出油源压力及油膜厚度值。

表1 1 000 MW低压转子静压系统参数表

假设轴瓦中6个油腔的供油压力近似相等，根据式(7)计算得到油源压力为6.427 MPa，油膜厚度为0.057 mm，二者与实测结果非常接近，证明本文提出的理论计算方法准确、可靠。

5 结 论

本文通过对汽轮机转子数控车床静压轴瓦油膜特性的分析，提出了油泵供油压力、油膜厚度的理论计算公式，并结合上汽厂1 000 MW低压转子的加工案例，验证了理论计算方法的准确性。理论计算结果可指导现场操作者快速调节油泵压力，进而获取理想的油膜厚度值。研究成果除可提高现场装夹作业效率外，还确保了静压支承系统的安全稳定性，有利于减小转子车削加工时因装夹不当而导致的挠度变形，进而提高转子车削加工精度。