CN104535262B - 一种透平机械n+1支撑轴系整机无试重虚拟动平衡法 - Google Patents

Abstract

本发明公开了一种透平机械N+1支撑轴系整机无试重虚拟动平衡法，包括如下步骤：(1)根据转子尺寸和实际运行参数等构建与实际结构和运行参数相符合的N+1支撑多转子轴系动力学有限元实体模型；(2)在模型上的可进行加重平面位置的结点，施加不平衡激励进行轴系稳态同步响应分析，得到加重影响系数α；(3)根据测量值结合转子的初始偏摆值等，仿真计算得到的加重影响系数α，建立振动响应矢量平衡方程{ε}＝{y_re}+[α]{Q}，通过采用最小二乘法解方程，获得机组轴系配重Q的大小和角度；(4)若结果仍不满意，重复上述步骤。本发明能减少机组启停机次数，缩短动平衡时间，提高动平衡效率，降低成本，具有较好的可操作性和实用性。

Description

一种透平机械N+1支撑轴系整机无试重虚拟动平衡法

技术领域

本发明属于透平机械动力学与动平衡技术领域，尤其是涉及一种基于有限元模型分析的透平机械N+1支撑轴系整机无试重虚拟动平衡方法。

背景技术

随着生产效率和节能降耗要求的不断提高，近年来国内外出现了采用运行效率高、机组性能优越的新型N+1支撑轴系透平机组，如火力发电行业中的百万级超超临界汽轮机组。这种轴系采取N个转子，N+1个支承的特殊多转子结构，与目前常用的2N支撑轴系结构相比，这种机组结构紧凑、经济性好、投资收益更快。但是这种轴系结构存在相邻各转子振动特性耦合更强，转子间振动相互关联更大，造成的轴系振动情况更为复杂。而且这些透平机组大多运行在高压、大功率、高流量、大推重比等高参数和极端工况条件下，使得原先在低参数条件下容易出现的故障变得更加突出，在环境、工况异常和故障干扰等因素影响下，不可避免会出现磨损和故障，均易导致大型透平机械轴系不平衡振动，直接影响机组的安全运行，振动过大还会对机组本身、基础和周围建筑物造成危害，严重影响设备的正常运行和人员的身心健康，激烈的振动甚至会造成轴系断裂导致机毁人亡的重大事故，带来巨大的经济损失。

由于这种新型N+1支撑轴系结构特殊，除了第1个转子为双支撑外，其余各转子均采用单支撑结构，与传统的双支撑轴系结构特性不同，测量的振动信号仅是转子单侧信息，并不能完全反映该转子的振动特性，给分析和处理这类轴系振动故障带来很大的困难。目前国内对这类轴系的动力特性还缺乏系统研究，且无同类机型经验借鉴，在轴系振动故障处理过程中走了很多弯路，难以准确获取有效的加重影响系数，动平衡过程反反复复甚至出现振动恶化加剧的情况，增加了启停机次数，消耗大量燃油费用，耽误生产工期，严重影响企业的生产和经济效益。另外由于透平机组动平衡用的加重面个数和位置等条件受限，加上测试环境、工作条件和振动测试设备精度方面的影响，通过多次启停机难以准确获取多个转速下的加重影响系数，甚至耗费大量的人力、物力和财力，难以达到满意的平衡消振效果。近年来出现的一次加准法虽然能最大限度减少启停机次数，但要求平衡人员要深入了解轴系振动特性并积累丰富的动平衡影响系数，具备丰富的现场平衡实践经验，没有形成系统的理论和方法，不利于实际应用和推广。

发明内容

针对现有技术存在的上述技术问题，本发明是提供一种能减少机组启停机次数、缩短动平衡时间、提高动平衡效率、减少动平衡费用实用性强的透平机械N+1支撑轴系整机无试重虚拟动平衡法。

本发明解决上述技术问题的技术方案包括如下步骤：

(1)根据透平机械N+1支撑轴系转子尺寸和实际运行参数，对转轴、圆盘、轴承、联轴器、密封关键零部件进行模化处理，构建与实际结构和运行参数相符合的N+1支撑多转子轴系动力学有限元实体模型；

具体模化处理原则如下：

(a)轴段和圆盘模化法：对于规则的圆锥轴段或圆盘结构，将轴系离散化为圆柱或锥形，而对于叶轮等复杂圆盘结构，采用在轴段的相应位置用集中质量和惯性矩来模拟，其质量、转动惯量和质心位置一般利用三维模型计算分析得到；

(b)工作介质模化法：若透平机械工作状态下的工作介质质量较大，如透平泵、离心压缩机等，通过采取对工作介质的质量进行等效，并加相应集中转盘上；

(c)轴承模化法：对于油膜轴承，采用八个线性化的油膜动力特性系数(即K_xx、K_xy、K_yx、K_yy、C_xx、C_xy、C_yx、C_yy)进行模化，对于滚动轴承，由于滚动轴承内圈与轴颈间间隙非常小，属于刚性接触，阻尼比非常小，故将其模化为刚性支承；

(d)轴承座和基础模化方法：若轴承座等结构的刚度远比转轴刚度大，可将其模化为刚体。若轴承座等结构的弹性不能忽略，将其简化为一个由质量、阻尼和弹簧组成的单自由度系统，通过结构分析或实验测得其相应的参数。若轴承座等结构的刚度与转子刚度相近和较小时，则要把轴承座、基础和转子作为整体来考虑；

(e)轴承座和基础模化法：若轴承座等结构的刚度远比转轴刚度大，可将其模化为刚体。若轴承座等结构的弹性不能忽略，将其简化为一个由质量、阻尼和弹簧组成的单自由度系统，通过结构分析或实验测得其相应的参数。若轴承座等结构的刚度与转子刚度相近和较小时，则要把轴承座、基础和转子作为整体来考虑；

(f)联轴器的模化法：对于刚性联轴器，可将其作为轴段来考虑；对于齿式联轴器，一般将其简化为只传递转矩而不承受弯矩的铰链；对于其他柔性或半柔性联轴器则模化为具有一定弯曲刚度的铰链，具体参数则需结合理论分析或实验测试获取；

(g)密封的模化法：各种密封中的流体对于转子的作用力会使其发生失稳，在进行转子稳定性分析时需考虑这种影响因素。目前常把密封模化为弹性支承，失稳力用交叉刚度来表示，通过Alford、Wachel经验计算公式或实验分析获取。

(2)按照轴系中选取可进行加重平面位置和数量，找出这些位置对应在构建有限元实体模型上的结点，并在这些结点位置上施加单位虚拟不平衡激励进行轴系稳态同步响应分析，得到轴系轴承处各振动测点工作转速范围内基频振动伯德图，根据基频振动伯德图中振动幅值和相位角，得出轴上施加的虚拟不平衡量在轴承测点处的振动响应，即加重影响系数α；

(3)根据实际测量的轴系基频振动信号中幅值和相位角y_re，结合转子的初始偏摆值、试重的去与留以及成组加重轴系动平衡过程中实际操作问题，利用仿真计算得到的加重影响系数α，以转子平衡后各振动测点的残余振动幅值ε最小为目标，建立振动响应矢量平衡方程{ε}＝{y_re}+[α]{Q}，通过采用最小二乘法解方程，获得机组轴系配重Q的大小和角度；

(4)利用计算得出的配重Q进行配重，并读取各振动测点的振动值，若该值仍不满意，重复上述步骤(2)、(3)。通过再次配重以消除每次测量过程中可能存在的随机因素导致测量偏差。从而实现整机无试重前提下动平衡，以大大减少启停机次数，减少动平衡周期和费用。

与现有技术相比，本发明的优点是：

本发明所提出的一种透平机械N+1支撑轴系整机无试重虚拟动平衡方法，通过采用有限元仿真分析，构建与实际结构参数和运行条件相符的轴系动力学有限元实体模型，施加虚拟不平衡量，进行不平衡激励下的响应分析，以获取各振动测点处的加重影响系数，改变了传统整机动平衡过程中需多次启停机进行试重获得影响系数的模式，大大减少机组启停机次数，缩短动平衡时间，提高动平衡效率，减少动平衡费用。同时，还可有效避免传统动平衡过程中因试加重不合理可能导致机组振动增大的严重事故。因此该方法具有较好的可操作性和实用性。

附图说明

图1为本发明方法的流程图；

图2为本发明透平机械N+1支撑轴系模拟实验台转子结构示意图；

图3为本发明在圆盘3上施加虚拟不平衡量U_im的转子示意图；

图4为本发明在圆盘4上施加虚拟不平衡量U_im的转子示意图；

图5为本发明在圆盘7上施加虚拟不平衡量U_im的转子示意图；

图6为本发明在圆盘10上施加虚拟不平衡量U_im的转子示意图。

具体实施方式

以透平机械N+1支撑多转子轴系模拟试验台为例，应用本发明提出的基于有限元模型分析的透平机械N+1支撑轴系整机无试重虚拟动平衡方法，本发明方法的流程图，如图1所示，包括如下步骤：

(1)根据透平机械N+1支撑轴系转子尺寸和实际运行参数，对转轴、圆盘、轴承、联轴器、密封关键零部件进行模化处理，构建与实际结构和运行参数相符合的N+1支撑多转子轴系动力学有限元实体模型；

(2)按照轴系中选取可进行加重平面位置和数量，一般为叶轮、联轴器预留的加重平衡槽或者平衡孔，找出这些位置对应在构建有限元实体模型上的结点，并在这些结点位置上施加单位虚拟不平衡激励U_im，即在0°方向、半径为1mm处结点施加1kg的质量，不平衡量U_im为1kg.mm/0°，进行不平衡激励下轴系稳态同步响应分析，得到轴系轴承处各振动测点工作转速范围内基频振动伯德图，根据基频振动伯德图中振动幅值和相位角，即可得出轴上施加的虚拟不平衡量在轴承测点处的振动响应，即加重影响系数α。

(3)根据实际测量的轴系基频振动信号中幅值和相位角y_re，结合转子的初始偏摆值、试重的去与留、以及成组加重轴系动平衡过程中实际操作问题，利用仿真计算得到的加重影响系数α，以转子平衡后各振动测点的残余振动幅值ε最小为目标(理论上可以为零，但由于轴系实际振动中同频振动并不都是由不平衡量所导致的，故总会存在一定量的残余振动)，建立振动响应矢量平衡方程{ε}＝{y_re}+[α]{Q}，通过采用最小二乘法解方程，即可获得机组轴系配重Q的大小和角度。

(4)利用计算得出的配重Q进行配重，并读取各振动测点的振动值，若该值仍不满意，可进一步利用测量值和之前仿真得到的α值进行计算，通过再次配重以消除每次测量过程中可能存在的随机因素导致测量偏差。从而实现整机无试重前提下动平衡，以大大减少启停机次数，减少动平衡周期和费用。

其中具体模化处理原则如下：

(a)轴段和圆盘模化法：对于规则的圆锥轴段或圆盘结构，将轴系离散化为圆柱或锥形，而对于叶轮等复杂圆盘结构，采用在轴段的相应位置用集中质量和惯性矩来模拟，其质量、转动惯量和质心位置一般利用三维模型计算分析得到；

(b)工作介质模化法：若透平机械工作状态下的工作介质质量较大，如透平泵、离心压缩机等，通过采取对工作介质的质量进行等效，并加相应集中转盘上；

(c)轴承模化法：对于油膜轴承，采用八个线性化的油膜动力特性系数(即K_xx、K_xy、K_yx、K_yy、C_xx、C_xy、C_yx、C_yy)进行模化，对于滚动轴承，由于滚动轴承内圈与轴颈间间隙非常小，属于刚性接触，阻尼比非常小，故将其模化为刚性支承；

(d)轴承座和基础模化方法：若轴承座等结构的刚度远比转轴刚度大，可将其模化为刚体。若轴承座等结构的弹性不能忽略，将其简化为一个由质量、阻尼和弹簧组成的单自由度系统，通过结构分析或实验测得其相应的参数。若轴承座等结构的刚度与转子刚度相近和较小时，则要把轴承座、基础和转子作为整体来考虑；

(e)轴承座和基础模化法：若轴承座等结构的刚度远比转轴刚度大，可将其模化为刚体。若轴承座等结构的弹性不能忽略，将其简化为一个由质量、阻尼和弹簧组成的单自由度系统，通过结构分析或实验测得其相应的参数。若轴承座等结构的刚度与转子刚度相近和较小时，则要把轴承座、基础和转子作为整体来考虑；

(f)联轴器的模化法：对于刚性联轴器，可将其作为轴段来考虑；对于齿式联轴器，一般将其简化为只传递转矩而不承受弯矩的铰链；对于其他柔性或半柔性联轴器则模化为具有一定弯曲刚度的铰链，具体参数则需结合理论分析或实验测试获取；

(g)密封的模化法：各种密封中的流体对于转子的作用力会使其发生失稳，在进行转子稳定性分析时需考虑这种影响因素。目前常把密封模化为弹性支承，失稳力用交叉刚度来表示，通过Alford、Wachel经验计算公式或实验分析获取。

下面通过实施例结合附图，对本发明进行详细说明。

步骤一：根据透平机械N+1支撑轴系结构材料属性和几何参数，如表1所示。

表1四跨五支承串联轴系转子结构参数

结合支撑类型、安装间隙实际运行参数，按照转轴、圆盘、支承、轴承、轴承座、联轴器结构部件动力学模化原则，采用基于有限元的转子动力学和轴承分析软件DyRoBeS，构建与转子轴系结构基本一致的四跨五支承轴系动力学有限元实体模型，如图2所示。其中圆盘1-12简化成集中质量分别加到轴系中对应的结点3、4、5、10、11、12、17、18、19、24、25、26位置，联轴器1-3则通过刚性连接简化为轴段，五个支撑均为托辊式支承则简化为刚性支承分别加在轴系结点2、6、13、20、27位置。同时，对该轴系模型进行临界转速和振型分析，得到前四阶临界转速分别为1037、1361、1806、2351rpm，且均为典型的一阶振型。而该四跨五支撑轴系前四阶临界转速实测值分别为1108、1435、1918、2418rpm。

由于该轴系四个转子结构参数比较相似，前四阶的临界转速值比较接近，相互之间影响较大，加上实验过程中采取恒加速快速通过临界转速区域办法，因此造成实测临界转速值均比理论计算值要偏高，扣除这些因素后，按照仿真计算与测试值误差在5％以内的准则，认为该轴系有限元实体模型参数选取合理。

步骤二：根据构建的四跨五支承转子轴系有限元实体模型，分别在四跨转子上各选择一个加重面，进行加重振动响应影响计算。为更好说明该方法的应用，加重面分别选择圆盘3、4、7、10，分别对应到有限元实体模型中的结点5、10、17、24，单独施加U_im为1.28kg.mm∠0°的虚拟不平衡量激励(即16g不平衡质量加在离回转中心半径为80mm的0°方向)，如图3、4、5和6所示。然后，进行不平衡激励下轴系稳态同步响应分析，得到工作转速300-3000rpm范围内轴系轴承处结点2、6、13、20、27的基频振动伯德图，导出平衡转速点1200rpm下五个支承处的振动速度Y_im，如表2所示，根据α＝Y_im/U_im，即可求出轴系上施加的虚拟不平衡量在五个轴承测点处的振动响应，即虚拟加重影响系数α。

表2轴系支承在各点不平衡激励点下的振动速度

步骤三：根据实际测量的轴系基频振动信号中幅值和相位角Y_re，结合转子的初始偏摆值、试重的去与留以及成组加重轴系动平衡过程中实际操作问题，利用仿真计算得到的加重影响系数α，建立振动响应矢量平衡方程{ε}＝{y_re}+[α]{Q}，以转子平衡后各振动测点的残余振动幅值ε最小为目标，通过采用最小二乘法解方程，获得机组轴系配重Q的大小和角度，如表3所示。

表3计算出的轴系五个平面处的配重数据

步骤四：按照表3中计算出四个平衡盘的配重值，结合转盘加配重的实际情况，即加重螺钉孔最小间距为11.25°，对计算配重值进行优化，确定4个面的平衡配重最终分别为：10.4g/180°、12.0g/270°、21.0g/-22.5°、18.8g/78.75°，分别加到平衡盘的相应位置，启机并读取配重后五个轴承处振动测点的振动值，与轴系初始振动值进行对比分析，结果如表4所示。

表4配重平衡前后轴系振动数据对比

从表4可以看出：配重后振动幅值明显下降，降幅达到了50％，尤其是支承4的振幅降幅比为98.3％。但支承5振幅降幅较小，仅为5％，采用本方法经过再次调整配重比，发现支承5的降幅仍不明显，究其原因，一方面支承5的振幅本身不大；另一方面，由于支承5离驱动皮带最远，加上采用滚轮支承，基本上不受周向约束，存在跳动现象，即支承5处加重影响系数的线性特性难以保证，导致仿真得到的值与实际情况存在较大误差。因此，采用本发明提出的透平机械N+1支撑轴系整机无试重虚拟动平衡法可有效对轴系进行多个平面一次加重，实现了无试重下的多转子轴系动平衡。

Claims (1)

1.一种透平机械N+1支撑轴系整机无试重虚拟动平衡法，其特征在于，包括如下步骤：

(1)根据透平机械N+1支撑轴系转子尺寸和实际运行参数，对转轴、圆盘、轴承、联轴器、密封关键零部件进行模化处理，构建与实际结构和运行参数相符合的N+1支撑多转子轴系动力学有限元实体模型；

(2)按照轴系中选取可进行加重平面位置和数量，找出这些位置对应在构建有限元实体模型上的结点，并在这些结点位置上施加单位虚拟不平衡激励进行轴系稳态同步响应分析，得到轴系轴承处各振动测点工作转速范围内基频振动伯德图，根据基频振动伯德图中振动幅值和相位角，得出轴上施加的虚拟不平衡量在轴承测点处的振动响应，即加重影响系数α；

(3)根据实际测量的轴系基频振动信号中幅值和相位角y_re，结合转子的初始偏摆值、试重的去与留以及成组加重轴系动平衡过程中实际操作问题，利用仿真计算得到的加重影响系数α，以转子平衡后各振动测点的残余振动幅值ε最小为目标，建立振动响应矢量平衡方程{ε}＝{y_re}+[α]{Q}，通过采用最小二乘法解方程，获得机组轴系配重Q的大小和角度；

(4)利用计算得出的配重Q进行配重，并读取各振动测点的振动值，若该值仍不满意，重复上述步骤(2)、(3)。