雒興剛， 初世明

（哈爾濱汽輪機(jī)廠有限責(zé)任公司，哈爾濱 150046）

0 引言

目前大型汽輪機(jī)組轉(zhuǎn)子中的低壓轉(zhuǎn)子由于重量大、跨距長、葉片級數(shù)多、旋轉(zhuǎn)半徑大且自帶聯(lián)軸器后使外伸懸臂加大，這種特殊結(jié)構(gòu)給動平衡帶來很大的困難［1］。增加輔助第三支承是目前國內(nèi)外興起的一種新的平衡方法，所以研究兩支承狀態(tài)下汽輪機(jī)轉(zhuǎn)子的靜態(tài)特性和增加輔助第三支承后汽輪機(jī)轉(zhuǎn)子的靜態(tài)特性，具有非常大的意義［2］。

1 兩支承方式長懸臂轉(zhuǎn)子力學(xué)模型的建立

本文以國產(chǎn)600 MW低壓轉(zhuǎn)子作為研究對象，應(yīng)用45°法將轉(zhuǎn)子分為多軸段積木塊進(jìn)行模化，通過轉(zhuǎn)子動力學(xué)分析軟件研究轉(zhuǎn)子支承的力學(xué)特性，進(jìn)而對比分析裝配兩軸承狀態(tài)下和增加輔助第三支承后汽輪機(jī)轉(zhuǎn)子的力學(xué)特性。

首先建立兩軸承轉(zhuǎn)子力學(xué)模型，轉(zhuǎn)子兩軸承系統(tǒng)為2個(gè)可傾瓦軸承，裝配2軸承情況下，建模見圖1。

圖1 裝配2軸承低壓轉(zhuǎn)子力學(xué)模型

從圖1中可見，低壓轉(zhuǎn)子懸臂端較長，而且質(zhì)量較大，另外該轉(zhuǎn)子跨距較大，轉(zhuǎn)子兩支承必然在外伸端造成較大的回轉(zhuǎn)半徑，因此會給不平衡響應(yīng)以及轉(zhuǎn)子穩(wěn)定性帶來很大影響，因此需要對該轉(zhuǎn)子的靜態(tài)、動態(tài)特性進(jìn)行計(jì)算和詳細(xì)分析。

1.1 兩支承狀態(tài)下汽輪機(jī)轉(zhuǎn)子靜態(tài)分析

600 MW低壓轉(zhuǎn)子在兩軸承情況下的各項(xiàng)參數(shù)，包括跨距、重量、撓度、力矩等，見表1所示。

表1 兩軸承情況轉(zhuǎn)子重力撓度

從表1可以看出兩軸承狀態(tài)下跨距非常長，而且撓度很大。這樣形成的力矩也很大，會給整個(gè)轉(zhuǎn)子動態(tài)特性帶來很大影響。

應(yīng)用轉(zhuǎn)子動力學(xué)分析軟件，來計(jì)算裝配兩軸承情況下轉(zhuǎn)子的動力撓度，如圖2所示，為轉(zhuǎn)子重力撓度曲線。

從圖2可以看出，該轉(zhuǎn)子在兩支承處靜態(tài)撓度曲線呈正弦波，曲線在外伸端呈現(xiàn)非常陡峭的上升趨勢，即使在靜止?fàn)顟B(tài)，懸臂端也擁有較大的靜態(tài)位移量，因此可以預(yù)見兩支承狀態(tài)下在外伸端將存在較大的不平衡響應(yīng)。

1.2 兩支承狀態(tài)下長懸臂轉(zhuǎn)子的軸承載荷情況

600 MW汽輪機(jī)轉(zhuǎn)子在兩支承情況下的靜載荷參數(shù)如表2所示。

從表2可以看出，兩支承狀態(tài)下軸承支反力明顯不均，懸臂端支反力遠(yuǎn)大于另一端軸承支反力，這樣的轉(zhuǎn)子高速旋轉(zhuǎn)時(shí)必然會產(chǎn)生較大的激振力。

圖2 裝配兩軸承時(shí)轉(zhuǎn)子重力撓度分布

表2 兩支承情況軸承靜載荷

2 建立增加輔助支承后長懸臂轉(zhuǎn)子的力學(xué)模型

根據(jù)相同汽輪機(jī)轉(zhuǎn)子的各軸段數(shù)據(jù)，用轉(zhuǎn)子動力學(xué)分析軟件建立力學(xué)模型如圖3所示。

圖3 增加輔助支承后低壓轉(zhuǎn)子力學(xué)模型

從圖3中可以得出，轉(zhuǎn)子原兩支承位置不變，增加輔助支承后轉(zhuǎn)子懸臂端縮短，其回轉(zhuǎn)半徑變小，載荷分配也更加合理。

2.1 增加輔助支承后的長懸臂轉(zhuǎn)子靜態(tài)撓度分布

增加輔助支承后，轉(zhuǎn)子在重力作用下的靜撓度見圖4。

從圖4可以得出，增加輔助支承后轉(zhuǎn)子在軸跨間重力撓度沒有發(fā)生顯著變化，但在懸臂端撓度曲線變得非常平坦，這說明增加輔助支承后，懸臂端對整個(gè)轉(zhuǎn)子的振型影響變得很小，不平衡貢獻(xiàn)度也會相應(yīng)地變小，因此這種支承方式會使轉(zhuǎn)子更加穩(wěn)定。

增加輔助支承后轉(zhuǎn)子重力撓度見表3。

和兩支承情況下對比分析轉(zhuǎn)子重力撓度發(fā)現(xiàn)，當(dāng)增加1個(gè)軸承之后，由于改變了轉(zhuǎn)子電端懸臂軸的邊界條件，軸承支反力重新分配，因此轉(zhuǎn)子撓度增大。

圖4 增加輔助支承后轉(zhuǎn)子靜態(tài)撓度分布

表3 增加輔助支承后轉(zhuǎn)子重力撓度

2.2 增加輔助支承后長懸臂轉(zhuǎn)子的軸承載荷情況

建立力學(xué)模型后，增加輔助支承后，經(jīng)計(jì)算，各軸承的載荷情況發(fā)生改變，如表4所示。

表4 增加輔助支承后軸承靜載荷

對比兩種情況下各軸承所受的支反力可以看出，在轉(zhuǎn)子端部再安裝1個(gè)軸承可以使1#軸承支反力增大3.06%，而2#軸承支反力減小12.09%。從各軸承的公稱壓力也可看出，增加輔助支承后可以改變其他軸承的載荷條件，使前2個(gè)軸承受載更均勻。

3 結(jié)論

1）單跨轉(zhuǎn)子，增加1個(gè)輔助支承后，由于改變了轉(zhuǎn)子電端懸臂軸的邊界條件，軸承支反力重新分配，因此轉(zhuǎn)子撓度增大。

2）增加輔助支承可以改變其他軸承的載荷條件，使前2個(gè)軸承受載更均勻。

［1］ 鄧旺群，唐廣，高德平.轉(zhuǎn)子動力特性及動平衡研究綜述［J］.燃?xì)鉁u輪試驗(yàn)與研究，2008（2）：57-62.

［2］ 饒金陽.汽輪機(jī)低壓轉(zhuǎn)子高速動平衡時(shí)支承方式的研究［J］.科技信息，2010（1）：1019-1021.