汽轮机转子设计与转子动力学分析

汽轮机转子设计与转子动力学分析

王龙梅

（哈尔滨汽轮机厂有限责任公司黑龙江哈尔滨150046）

摘要：随着现代工业的发展，汽轮机的发展非常迅速，转速越来越快，效率也得到很大的提高。当汽轮机在运转时，转子系统常常会因为发生振动而产生噪声，使转子的工作效率降低，甚至发生失稳，引发安全事故，因此在汽轮机的设计之前，对转子动力学进行分析研究，就具有重要的理论意义和实用价值。基于此，本文主要对汽轮机转子设计与转子动力学进行分析探讨。

关键词：汽轮机；转子设计；转子动力学

1、前言

汽轮机技术的发展速度很快,运转的速度也大幅度加快,转子是决定汽轮机运转速度的关键,我们要考虑到温度的改变对各个参数的影响。振动信号在复杂的运行状况中，起到决定性作用。从十九世纪中期就开始转子动力学研究，着重研究转子的寿命管理以及转子的热应力，故障分析，诊断，能够实现实时在线状态监测和故障分析。

2、汽轮机转子运行原理

汽轮机是一种将蒸汽的热能转换成机械功的旋转式原动机，蒸汽膨胀后压力降低，速度提升，把热能转化成动能，机械能，带动发动机。转子在瞬间的加热冷却后，得到较大热应力，蒸汽对转子的换热系数影响很大，以及转子的结构，轴承等要素。汽轮机启动过程需要控制转子的热应力，冲动力影响运动物体的质量和速度变化和转子的临界转速、不平衡响应和稳定性。一维模型以及二维模型的计算需要使用有限元来求解固有频率以及瞬态响应，重点分析温度场。在温度的冷热交换中，转子承受交变热应力，计算机控制监测转子热应力，优化了启动程序，提升汽轮机的经济性和发电效率。热血原理中，温度升高导致循环次数减少，气温气压都是影响转子系统动力特性的计算因素，汽轮机进汽，引起转子震动，从盘车转速上升为同步转速，降低热应力。

热分析计算出各个节点温度，计算方法主要有有限元、传递矩阵法、模态综合法和刚度法。转子温度升高会加大偏差，材料也会影响数值，但决定因素还是转子的内外温差。转子寿命预测考虑屈服极限问题，当转速值超过报警极限，就当即产生转速保持。温度要低于蒸汽饱和度，中心无内热源，蠕变与疲劳交互作用，转子热应力，热流密度，热梯度等，结合计算出热应力和位移。热量凝结后传递转子表面，热能与其它形式能量转换，推算出向量公式。过程复杂，温度升高参数变化，热应力的寿命损耗计算，转轴的升温，保持应力裕度，温度的分布随时间变化的载荷，设置时间曲线，与温度曲线相互作用。大容量的汽轮机应用双层杠结构，因此要减薄壁厚，放热系数也随着转子的温度表换，无论轴向还是径向都较平缓。气缸金属温度不下降，主温度大概在在450℃以上，润滑油温度在40℃左右。最大温度随蒸汽温度升高，专业到达满负荷。停机时候主蒸汽要保持50℃的过热度。

3、技术分析

模态分析是进行其他动力学分析的基础，转子内表面冷却慢，升温率影响应力值和寿命损耗率，启动停止优化准则可以对调峰方式评估，选取适当的间隔时间，在转子中心调节级，计算汽轮机的冷态启动，温太启动，热态启动，停机过程的温度场，暖机过程会比较缓慢，内外表面温差加大，蠕变断裂时间变短，寿命的评估一般采用线性累积损伤法，当转子振幅超过动静间隙，出现碰摩，使一部分动能转变成热能。间隙的变化引起摩擦变化，在碰摩周期内，转子与静子隔离开，温度分布不均匀，当转速低于临界值时，滞后角小于90度，故障产生震动信号，摩擦加剧引起转子的弯曲变形。通过仿真研究分析转子的热应力分布，找出危险位置，对转子故障研究有积极的作用。

图1有限元模型图

4、转子动力学分析

4.1计算模型

某汽轮机转子-轴承系统由主轴、叶轮和轴承组成，根据转子-轴承系统之间的关系，并按照质心不变原则，对其进行简化，将主轴、叶轮、叶片简化为阶梯转轴、圆盘和支承[3]。将主轴模拟成三维梁单元（BEAM188），叶轮模拟成质量单元（MASS21），轴承模拟成二维弹簧-阻尼单元（COMBI214）。有限元模型图见图1。

4.2模态分析

模态分析的主要内容是研究结构或机器部件的振动特性，得到其固有频率和振型。在转子-轴承系统中，对模态进行计算，可以使设计者清晰地认识到该结构的振动特性，加以利用或控制。由于该模型弹簧单元具有阻尼，故对有限元模型进行模态分析时，选用QR阻尼法[4]进行求解。由于转子系统中叶轮转动会产生陀螺力矩，使得转子的固有频率在数值上与不计这种力矩影响时的不同。表1给出了六种不同转速下转子前六阶的固有频率值。

表1不同转速下模型前六阶固有频率

由表1可知，考虑陀螺力矩影响的计算结果表明当转子做正进动时，转子固有频率随转速的增大而增大；当转子做反进动时，转子固有频率随转速的减小而减小。

4.3临界转速计算

汽轮机转子-轴承结构比较复杂，可能由于安装条件改变、设计制造误差或大修后安装不当等原因的影响，在运行的过程中难免会存在着不平衡量，产生离心力的作用，导致汽轮机转子-轴承系统在运行的过程中发生振动，转子的振幅随转速的增大而增大，到某一转速时振幅达到最大值，超过这一转速后振幅随转速增大逐渐减少，且稳定于某一范围内，转子振幅最大时的转速称为转子的临界转速。一般在计算转子系统的临界转速时，通常只需要考虑正进动时的临界转速。对转子系统进行临界转速的分析是转子动力学很重要的部分，临界转速的求解可以使设计人员有效地规避工作转速与临界转速相差过近的风险，避免共振，提高工作的稳定性。坎贝尔图（campbelldiagram），是ANSYS计算临界转速时，很直观的图形。其横轴是转子的转速，纵轴是转子的固有频率。进动频率曲线和等转速线交点对应的转速即为临界转速。某汽轮机转子-轴承系统的一阶临界转速为2066.7rpm，二阶临界转速为9066.6rpm，转子的额定工作转速为2991rpm，高于一阶临界转速，小于二阶临界转速，故转子-轴承系统是柔性转子，其相对于一阶、二阶临界转速的裕度都大于30%，满足文献[5]关于转速偏离临界转速裕度的要求。转子-轴承系统的临界转速设计合理。

4.4不平衡响应分析

不平衡响应分析是转子动力学分析中与临界转速计算同等重要的基本任务。不平衡响应分析也可以用来确定系统的临界转速，但是进行不平衡响应分析的一般目的是用来求解当转子系统中存在不平衡量的作用时，转子-轴承系统的振幅随转速变化的规律。按最不利的情况考虑，计算了在转子中部施加一不平衡量作为激励载荷时，两个特征位置（分别在前后轴承位置）的不平衡响应。振幅与转速呈抛物线关系，基于转速和频率的关系n=60*f，其中n为转速（rpm），f为频率（Hz），不平衡量引起的最大振幅所对应的频率与模态分析所得到的固有频率是一致的，均在34.44HZ左右，且与不平衡量大小无关；通过不平衡分析可以得到转子-轴承系统在工作转速范围内的最大响应值，在额定工作转速范围内，转子的动态响应较小，最大变形为0.038mm，可为转子-轴承系统安全运行提供实时监测的依据。

5、结语

综上所述，振动是由于转子不平衡，在汽轮机转子的设计中，应确定端面挠度或联轴器偏离中心的可接受误差，通过在冷却过程中转动转子，使转子在圆周方向均匀冷却，可以防止弯曲转子，在高压汽轮机转子的设计中，有必要评估部分进气操作对转子动力学的影响。

参考文献

[1]盛步云,张涛,丁毓峰等.支承刚度对汽轮机转子动力学特性的影响分析[M].机械设计,2008,12(25):28-32.

[2]包陈，王呼佳.ANSYS工程分析进阶实例[M].北京:中国水利水电出版社，2009.