徑軸流汽輪發電機組?；S系特性研究

戴日輝,劉 喆,張廣輝

(1.海裝沈陽局駐哈爾濱地區第三軍事代表室,黑龍江 哈爾濱 150078;2.哈爾濱工業大學 能源科學與工程學院,黑龍江 哈爾濱 150001)

0 引言

轉子系統的臨界轉速是必須考慮的重要參數對于旋轉機械設計來說,若轉子系統的工作轉速在臨界轉速附近,系統會出現大幅度的振動[1-4],進而會造成重大的事故。對于徑軸流式汽輪機,目前正朝著高效率高轉速的方向發展,因此確定徑軸流式汽輪機轉子的臨界轉速對于汽輪機的安全運行至關重要[5-7]。

國內外很多學者在臨界轉速方面有著較深的研究,OMvklestad和MAProhl 1944年和1945年,用于解決多圓盤軸振動的初始參數法成功推廣到解決軸的橫向振動問題,從而定量計算轉子的臨界轉速[8]。后來,一些學者提出了Riccati傳遞矩陣法,將計算方法和計算精度提高到一個新的水平。在計算臨界速度時,許多國內研究人員常用的能量法和瑞利一里茲 (Rayleigh—Ritz)法,鄧克萊(Durkerley)法律等,但這些方法基本上假設模型中的支撐是剛性的,因此只適用于解決低速、簡單轉子的臨界轉速[9]。目前,臨界速度的計算方法相對完善,主要分為有限元法、傳遞矩陣法、模態綜合法和動剛度法[10]。最常用的方法之一是傳遞矩陣法和有限元法。傳遞矩陣法計算臨界轉速時,大多采用迭代搜索法編制計算程序,分析轉子的臨界轉速;有限元法是根據變分原理解數學物理方程的數值計算方法。它可以直接從轉子的物理模型開始離散轉子,然后對離散模型進行嚴格的數學處理[11]。

本文針對徑軸流式汽輪機轉子的動力學特性進行研究,基于有限單元法將等轉子劃分軸段,仿真計算?；D子的臨界轉速及模態振型,并搭建了徑軸流式汽輪發電機組?；D子試驗臺,通過電渦流位移傳感器、加速度傳感器等監測軸系振動特性,進而獲得臨界轉速。通過比對仿真計算的臨界轉速與試驗得出的數據,給出徑軸流式汽輪機發電機組轉子的安全工作轉速區間。

1 計算模型

徑軸式汽輪機組轉子結構如圖1所示。轉子部件上設有徑流級葉輪、軸流級葉輪和高速永磁電機轉子。汽輪機和電機采用一體化轉子,三軸承支承。

圖1 ?；D子設計模型

根據動力學相似原則,基于有限單元法,采用等截面的Timoshenko梁單元劃分軸段,根據軸系轉子結構和軸承位置,將?；咚僖惑w化轉子劃分成42段梁單元,共43個節點,進而建立起有限元模型如圖2所示。

圖2 轉子有限元模型

?；D子是一體化轉子,需要三軸承。此外,在轉子-支承系統中,轉盤結構的彈性一般不做考慮,只考慮質量和旋轉慣量。當結構中的幾個輪盤滿足旋轉慣性大于直徑旋轉慣性時,類似的設計可以簡化為剛性輪盤,只需確保輪盤結構的質地位置、質量和旋轉慣性與簡化前一致即可。

2 ?；D子仿真計算

?；蟮耐七M軸系總長1.488 m,材料為34CrMo1,密度為7 850 kg/m3,彈性模量為2.18×1011N/m,需要3個軸承支承。

2.1 剛性支承

將轉子支承軸承處剛性連接,計算?；D子的臨界轉速,計算結果如表1所示。

表1 剛性支承臨界轉速結果

圖3至圖5給出了剛性支承下轉子的坎貝爾圖、一階及二階振型圖。

圖3 剛性支承下轉子坎貝爾圖

圖4 剛性支承下轉子1階振型

圖5 剛性支承下轉子1階振型

2.2 彈性支承

將轉子支承軸承處彈性連接,計算?；D子的臨界轉速,計算結果如表2所示。

表2 彈性支承臨界轉速結果

圖6至圖8給出了彈性支承下轉子的坎貝爾圖、一階及二階振型圖。

圖6 剛性支承下轉子坎貝爾

圖7 剛性支承下轉子1階振型

圖8 剛性支承下轉子2階振型

2.3 仿真結果

彈性支承與剛性支承下的結果如表3所示,彈性支承下轉子的臨界轉速大幅度降低,且各階振型主要為軸的平動或錐動。從轉子的坎貝爾圖中得到的臨界轉速與表中結果相同,因此轉子1、2階臨界轉速分別為6 471 r/min,12 371 r/min,運行工作轉速應避開1、2階臨界轉速。

表3 臨界轉速結果匯總

3 ?；D子臨界轉速試驗

3.1 轉子試驗臺

?；咚俎D子試驗臺如圖9所示,由于轉軸和轉盤具有初始不平衡量,因此在進行轉子試驗前,先對轉子進行動平衡,使得轉子在試驗規定轉速下具有較小的不平衡量以滿足試驗要求。

圖9 試驗原理圖

圖10為?；D子-軸承-彈性支承系統實物圖,系統包含了徑軸式高速軸承試驗件和徑軸式高速轉子試驗件。其中,通過檢測軸系升降速過程個測點振動特征,獲得軸系的臨界轉速。圖11給出了相應傳感器安裝布置示意圖。

圖10 ?；咚佥S系試驗臺

圖11 傳感器安裝布置示意圖

如圖11所示,?；咚俎D子試驗臺在#0處布有1個光電傳感器,用于獲取轉速信號;在試驗臺軸承出布置的1X、2X、1Y、2Y、3X、3Y六個測點,布置有6個電渦流位移傳感器,以監測?；咚佥S系相對軸承座的振動,同時在三個軸承座端蓋水平和豎直面,分別布置6個加速度傳感器,監測軸承座處在升降速過程的振動加速度特性。

3.2 試驗結果分析

圖12至圖14為?；咚俎D子2#軸承處軸頸降速過程中基頻振動監測示意圖及X、Y方向基頻振動波德圖、三維頻譜圖,由圖可知,?；D子轉速為6 750～6 850 r/min在此之間,基頻相位和振幅值發生了顯著變化,然后判斷一階臨界速度為6 750～6 850 r/min在范圍內,?；咚僖惑w化轉子-軸承系統的臨界速度約為6 790 r/min。

圖12 ?；咚俎D子降速過程基頻振動監測示意圖

圖13 ?；咚俎D子降速過程2X測點處基頻振動波德圖

圖14 ?；咚俎D子降速過程2Y測點處基頻振動波德圖

圖15 降速過程2X處三維頻譜圖

圖16 降速過程2Y處三維頻譜圖

由于剛性支承屬于理想情況,因此試驗測得的臨界轉速6 790 r/min為彈性支承下徑流式汽輪機的臨界住宿,其與仿真分析的誤差為

(1)

試驗結果與仿真結果在5%的誤差。

4 結論

(1)設計了徑軸流式汽輪機發電機組軸系,并基于有限單元法,采用等截面的Timoshenko梁單元劃分軸段建立了有限元模型,并仿真計算了彈性支承下及剛性支承下的?；D子的臨界轉速及前兩階模態振型。

(2)建立?；咚俎D子試驗臺,在軸系上設置光點傳感器、電渦流位移傳感器及加速度傳感器,用于獲取轉速、位移、加速度等信號,并計算高速轉子的臨界轉速。

(3)徑流式汽輪機轉子試驗的臨界轉速與仿真計算的臨界轉速誤差在5%內,徑流式汽輪機轉子在工作時安全轉速應避開6 790 rpm,為節能型徑軸流汽輪發電機組設計提供基礎。