CN105550395A - 透平机械单支撑轴系几何对中安装方法 - Google Patents

透平机械单支撑轴系几何对中安装方法 Download PDF

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Abstract

本发明公开了一种透平机械单支撑轴系几何对中安装方法，包括如下步骤：（1）构建与实际结构和运行参数相符合的单支撑轴系动力学有限元模型；（2）确定叶轮、圆盘处为轴系中各转子残余不平衡量施加位置点；（3）模拟轴系转子间残余不平衡量相位组合情况；（4）分析施加不同残余不平衡量组合下轴系稳态响应，找出轴系振动最小下各转子残余不平衡量相位最优组合；（5）在传统轴系对中的基础上，根据各单转子出厂前高速动平衡报告中记载的残余不平衡量信息，按照相位最优组合进行轴系几何对中安装。本发明能解决透平机组单转子动平衡合格，而安装试车后因轴系不平衡导致振动超标问题，减少安装时间，提高安装效率，具有较好的可操作性和实用性。

Description

透平机械单支撑轴系几何对中安装方法
技术领域
本发明属于透平机械动力学技术领域，尤其是涉及一种考虑残余不平衡量相位组合的透平机械单支撑轴系几何对中安装方法。
背景技术
在现代石化、电力等流程工业生产企业中，常将多台透平机组和动力机组串联在同一公共机座上，通过联轴器将多个单转子组成多跨轴系，如石化行业中典型的离心压缩机、轴流压缩机、工业透平机、燃气轮机和电动/发电机组成的五机组，采用这种轴系布局能简化生产流程，实现经济效益最大化。而在工程实践中发现，虽每个单转子在出厂前都做了高速动平衡达到平衡合格标准，并且按设计要求转子间精确对中，但多转子串联在一起试车时常发生强烈振动问题，诊断结果多判断为转子轴系不平衡。
针对这种轴系不平衡振动问题，高金吉教授等结合工程实际案例，对这种传统双支撑多转子轴系振动故障机理进行了深入研究，认为主要是由于未考虑多转子轴系的质量分布不均衡问题所引起，提出在传统的五维对中基础上(即连轴器端面平行三维，连轴器外缘对正两维)，考虑各转子残余不平衡量相位相互耦合关系(一维)的多转子轴系“六维对中”思想，并在传统常规的两转子四支承、三转子六支承等双支撑轴系方面开展相应研究工作，研究了各跨转子残余不平衡量相位差变化对轴系振动的影响，提出在双支撑多转子轴系安装时就考虑调整各跨转子残余不平衡量相位差为同相的方法，以降低多跨转子系统不平衡响应振动幅值的大小。
随着透平机组技术的不断发展，近年来出现的新型单支撑轴系结构，如上汽西门子百万超超临界汽轮机组，采用独特的四跨五支承轴系结构，轴系相邻各转子振动特性相互耦合，转子间相互影响较双支承结构机组明显增大，轴系振动特性不同于传统的双支撑轴系结构。因此，在传统双支撑轴系结构几何对中技术的基础上，针对透平机械单支撑轴系结构特点，通过构建单支撑轴系有限元仿真模型，通过穷举法分析这种新型透平机械各转子间残余不平衡相位组合对单支撑轴系振动的影响，找出各支承处振动最小的残余不平衡最优相位组合，以形成考虑残余不平衡量相位组合的透平机械单支撑轴系几何对中安装方法，为解决透平机组多转子轴系不平衡振动问题提供新的思路和途径。
发明内容
为了解决上述技术问题，本发明提供一种能减少轴系安装试车时间、提高安装效率、降低安装成本的透平机械单支撑轴系几何对中安装方法。
本发明采用的技术方案是：一种透平机械单支撑轴系几何对中安装方法，包括如下步骤：
(1)根据透平机械单支撑轴系转子尺寸和实际运行参数，对透平机械单支撑轴系转子的转轴、圆盘、轴承、联轴器、密封部件进行模化处理，构建与实际结构和运行参数相符合的单支撑多转子轴系动力学有限元模型；
(2)根据叶轮、圆盘位置来确定轴系中各转子残余不平衡量的位置点，按照透平机械运行在一阶临界转速之上和二阶临界转速之下的实际情况，将残余不平衡量简化到这些位置点简化成所对应的有限元实体模型上的结点；
(3)以第一跨转子残余不平衡量的相位为基准0°，通过在其他各跨转子上移动残余不平衡量相位的方式，使得其他各跨转子的残余不平衡量相位为0°、90°、180°和270°，模拟轴系各跨转子间残余不平衡量不同的相位组合情况；
(4)根据单支撑多转子轴系动力学有限元模型，分析残余不平衡量不同的相位组合方式下轴系不平衡稳态响应，得到工作转速下各轴承处的振幅，进行残余不平衡量不同的相位组合方式下的轴系振动比较分析，找出使得单支撑多转子轴系振动最小的轴系各跨转子残余不平衡量相位组合；
(5)在传统轴系对中(即连轴器两端面平行和外缘对正)的基础上，根据各跨转子出厂前高速动平衡报告中记载的残余不平衡量信息，按照步骤4)中获得的使得轴系振动最小的轴系各跨转子残余不平衡量相位组合，对透平机械单支撑轴系进行几何对中安装。
与现有技术相比，本发明的优点是：
本发明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模型，通过施加残余不平衡量不同的相位组合，进行不平衡量激励下的振动响应分析，以获取工作转速下各振动测点处的振幅，找出使得轴系振动最小的轴系各跨转子残余不平衡量最优相位组合方式，实现了在传统轴系对中基础上，通过考虑各转子残余不平衡量的最优相位组合来降低单支撑轴系因残余不平衡量带来的振动，减少了安装试车时间，提高了安装效率，降低了安装成本；同时，本发明还可有效避免轴系动平衡过程中可能导致机组振动增大的严重事故，本发明具有较好的可操作性和实用性。
附图说明
图1为本发明的流程图。
图2为本发明三跨四支承轴系转子实施例的结构示意图。
图3为本发明施加残余不平衡量的三跨四支承轴系有限元模型。
图4为本发明三跨四支承轴系四个支承处的振动响应图。
图5为本发明三跨四支承轴系振动随残余不平衡量相位组合的分析图。
具体实施方式
下面结合附图和实施例对本发明作进一步的说明。
如图1所示，本发明包括如下步骤：
(1)根据透平机械单支撑轴系转子尺寸和实际运行参数，对透平机械单支撑轴系转子的转轴、圆盘、轴承、联轴器、密封部件进行模化处理，构建与实际结构和运行参数相符合的单支撑多转子轴系动力学有限元模型；
具体模化处理原则如下：
(a)转轴和圆盘模化法：对规则的圆锥轴段或圆盘结构，将转轴离散化为圆柱段或锥形段，对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的方法模化，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，对工作介质的质量进行等效处理，将等效质量施加在相应集中转盘上；
(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Kxx、Kxy、Kyx、Kyy、Cxx、Cxy、Cyx、Cyy)进行模化。对于滚动轴承，由于滚动轴承内圈与轴颈间隙非常小，属于刚性接触，阻尼比小，故可模化为刚性支承；
(d)轴承座和基础模化方法：若轴承座、基础结构的刚度远比转轴刚度大，可其模化为刚体。若轴承座、基础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刚度和阻尼参数。若轴承座、基础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模化；
(e)联轴器的模化法：对于刚性联轴器，模化为轴段；对于齿式联轴器，模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；
(f)密封部件的模化：各种密封部件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。目前常把密封部件模化为弹性支承，失稳力用交叉刚度来表示，通过Alford、Wachel经验计算公式计算获得或通过实验分析获取。
(2)根据叶轮、圆盘位置来确定轴系中各转子残余不平衡量的位置点，按照透平机械运行在一阶临界转速之上和二阶临界转速之下的实际情况，将残余不平衡量简化到这些位置点简化成所对应的有限元实体模型上的结点；
(3)以第一跨转子残余不平衡量的相位为基准0°，通过在其他各跨转子上移动残余不平衡量相位的方式，使得其他各跨转子的残余不平衡量相位为0°、90°、180°或270°，模拟轴系各跨转子间残余不平衡量不同的相位组合情况；
(4)根据单支撑多转子轴系动力学有限元模型，分析残余不平衡量不同的相位组合方式下轴系不平衡稳态响应，得到工作转速下各轴承处的振幅，进行残余不平衡量不同的相位组合方式下的轴系振动比较分析，找出最优相位组合，即振动最小下的轴系各跨转子残余不平衡量相位组合；
(5)在传统轴系对中即连轴器两端面平行和外缘对正的基础上，根据各跨转子出厂前高速动平衡报告中记载的残余不平衡量信息，按照步骤4)中获得的使得轴系振动最小下的轴系各跨转子残余不平衡量最优相位组合，对透平机械单支撑轴系进行几何对中安装。
下面通过一个模拟汽轮发电机组单支撑轴系的三跨四支承转子实施例，对本发明进行详细说明。
步骤1：根据表1所示的三跨四支承透平机械单支撑轴系结构材料属性和几何参数，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，构建与转子轴系结构一致的三跨四支承轴系动力学有限元模型，如图2所示。其中圆盘D1-D9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位置，两个联轴器C1、C2则通过刚性连接简化为轴段，四个支撑B1-B4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位置。同时，对该轴系模型进行临界转速和振型分析，得到前三阶临界转速分别为1110、1620、2320rpm，且均为各跨转子典型一阶振型。
表1三跨四支承轴系转子结构参数
步骤2：由于轴系中叶轮、圆盘的旋转半径较轴段半径要大得多，加上材料不均匀、制造加工误差等原因，叶轮、圆盘处的不平衡量U为各转子残余不平衡量的主要组成部分，因此可根据叶轮、圆盘位置来确定轴系中各跨转子残余不平衡量的位置点，按照透平机械一般运行在一阶临界转速之上和二阶临界转速之下的实际情况，可将各跨转子残余不平衡量的位置点简化到所对应的有限元实体模型上结点。
下面以三个转子的残余不平衡量U对该方法的应用进行说明：三个转子的残余不平衡量U可简化集中到圆盘D2、D5、D8上，对应到有限元实体模型中的结点4、11、18。采用穷举法，在第一跨转子的结点4处加U1m＝0.4kg·mm∠0°残余不平衡量，以模拟第一跨转子的残余不平衡量，然后在第二跨转子的结点11处、第三跨转子的结点18处，分别施加大小为U2m＝U3m＝0.4kg·mm的残余不平衡量，并按照第二跨转子的结点11处、第三跨转子的结点18处不平衡量分别为0°、90°、180°和270°相位进行组合，三跨转子残余不平衡量相位组合共计有16种，施加残余不平衡量相位组合的三跨四支承转子有限元模型示意图，如图3所示。
步骤3：在16种施加了残余不平衡量相位组合的单支撑轴系有限元模型基础上，逐一进行轴系稳态同步不平衡响应分析，得到转速在300-3000rpm范围内轴系支承处结点2、6、13、20的基频振动速度，如图4所示。从图4可知，在1110、1620和2320rpm处有明显共振峰值点。由于该转子系统阻尼很小，且在2400rpm处振幅很大，高达88mm/s。而其它各点振幅较小，最小为0.0005mm/s，因此数据难以显示完全。通过临界转速分析可知在1110rpm为轴系第一阶临界转速点，也即第三跨转子的一阶临界转速点，而1620rpm和2320rpm分别为第二、一跨转子的一阶临界转速点。显然该单支撑轴系在3000rpm时为柔性转子。
步骤4：在逐一进行单支撑轴系稳态不平衡响应分析后，导出工作转速3000rpm下四个支承结点处的振动速度Yim，振动结果如表2所示。以散点图的形式表示三跨四支承轴系振动随转子间残余不平衡量相位组合的变化，如图5所示，其中振幅单位为mm/s。从图5中数据可知：在工作转速3000rpm下，即轴系为柔性转子时，各支承的振幅在0.01-0.82mm/s之间。四个支承的变化趋势一致，残余不平衡量相位0-0-0组合时四个支承振幅最大，而0-180-180组合振幅最小，幅值比高达20倍。也即三跨四支承轴系对中安装考虑残余不平衡量影响时，相位组合中0-180-180组合最优，0-0-0组合最差。
表2轴系振动随三跨转子相位差组合变化的结果
步骤5：在传统的轴系各转子几何对中基础上，根据各单转子出厂前高速动平衡报告中记载的残余不平衡量信息，按照残余不平衡量相位0-180-180组合方式，对透平机械单支撑轴系几何对中安装。

Claims (5)

1.一种透平机械单支撑轴系几何对中安装方法，包括如下步骤：
（1）根据透平机械单支撑轴系转子尺寸和实际运行参数，对透平机械单支撑轴系转子的转轴、圆盘、轴承、联轴器、密封部件进行模化处理，构建与实际结构和运行参数相符合的单支撑多转子轴系动力学有限元模型；
（2）根据叶轮、圆盘位置来确定轴系中各转子残余不平衡量的位置点，按照透平机械运行在一阶临界转速之上和二阶临界转速之下的实际情况，将残余不平衡量简化到这些位置点简化成所对应的有限元实体模型上的结点；
（3）以第一跨转子残余不平衡量的相位为基准0°，通过在其他各跨转子上移动残余不平衡量相位的方式，使得其他各跨转子的残余不平衡量相位为0°、90°、180°和270°，模拟轴系各跨转子间残余不平衡量不同的相位组合情况；
（4）根据单支撑多转子轴系动力学有限元模型，分析残余不平衡量不同的相位组合方式下轴系不平衡稳态响应，得到工作转速下各轴承处的振幅，进行残余不平衡量不同的相位组合方式下的轴系振动比较分析，找出使得单支撑多转子轴系振动最小的轴系各跨转子残余不平衡量相位组合；
（5）根据各跨转子出厂前高速动平衡报告中记载的残余不平衡量信息，按照步骤4）中获得的使得轴系振动最小的轴系各跨转子残余不平衡量相位组合，对透平机械单支撑轴系进行几何对中安装。
2.根据权利要求1所述的透平机械单支撑轴系几何对中安装方法，步骤（1）中转轴和圆盘的模化方法是：对规则的圆锥轴段和圆盘，将转轴和圆盘离散化为圆柱段或锥形段，其质量、转动惯量和质心位置利用三维模型计算分析得到；对其他圆盘结构，采用在轴段的相应位置用集中质量和惯性矩的方法来模化，其质量、转动惯量和质心位置利用三维模型计算分析得到。
3.根据权利要求1所述的透平机械单支撑轴系几何对中安装方法，步骤（1）中轴承的模化方法是：对于油膜轴承，采用八个线性化的油膜动力特性系数进行模化；对于滚动轴承，模化为刚性支承。
4.根据权利要求1所述的透平机械单支撑轴系几何对中安装方法，步骤（1）中联轴器的模化方法是：对于刚性联轴器，模化为轴段；对于齿式联轴器，模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，模化为具有一定弯曲刚度的铰链。
5.根据权利要求1所述的透平机械单支撑轴系几何对中安装方法，步骤（1）中密封部件的模化方法是：把密封部件模化为弹性支承，失稳力用交叉刚度来表示，通过Alford、Wachel经验计算公式计算或通过实验获取。
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