百萬千瓦級核電汽輪發電機軸承座剛度計算

王秀瑾

(上海發電設備成套設計研究院，上海 200240)

1 問題的提出

汽輪發電機組是核電常規島的核心設備，其轉子支撐系統的動特性對整個機組的安全、穩定運行有著重要影響。而大型汽輪發電機組的支撐軸承是轉子支撐系統的重要組成部分，其軸承動剛度(特別是較高轉速時的動剛度)對轉子系統臨界轉速影響較大。百萬千瓦級核電汽輪發電機轉子多在超過一階臨界轉速的區域內使用，因此，汽輪發電機軸承座剛度的好壞直接影響汽輪發電機轉子－軸承－基礎這一系統能否安全運行［1－3］。隨著設備安裝和運行情況的變化，軸承座剛性也會有所變化，從而導致汽輪發電機軸系的動力特性變化。為使轉子的工作轉速避開臨界轉速，往往會采用改變支承剛性的方法。核電汽輪發電機所采用的滑動軸承支撐主要分為軸承箱支撐和基座端蓋支撐，也就是軸承箱式落地軸承座和端蓋式軸承座。百萬千瓦級核電半速機組汽輪發電機采用了端蓋式軸承座，由于端蓋式軸承座承擔著汽輪發電機轉子的靜、動載荷以及由于傳遞扭矩而帶來的反作用力，可獲得其端蓋式軸承座的剛度特性，研究其轉子動力特性對軸承剛度變化的敏感性，對采用端蓋式軸承座的同類核電汽輪發電機設計尤其是動特性設計是很重要的。

目前，在國內百萬千瓦級核電半速汽輪發電機組軸系動特性設計計算時，軸承支撐剛度尤其是汽輪發電機轉子軸承支撐剛度通常采用已有的經驗值。在工程實際中，可通過計算或用模型試驗方法研究不同支撐剛性對于轉子振動特性的影響，但軸承座模型設計、制造和試驗需要一定的周期，造成設計周期的延長，而模型試驗時各種原因造成的誤差也不能避免。百萬千瓦級核電機組動力特性研究系統通常由轉子、軸承、軸承座及框架基礎等多個子結構組成，其中汽輪發電機軸承采用端蓋式軸承座。汽輪發電機轉子系統支承邊界模型如圖1所示。

圖1 轉子支承系統力學模型

圖1中:kij，cij分別為軸承油膜剛度和阻尼;kp為軸承座支撐剛度;kb為汽輪發電機基礎軸承座位置的支撐剛度。決定軸系動態特性的重要因素之一是轉子系統的支承特性，而支承特性又與軸承的油膜剛度阻尼特性、軸承座及基礎的支撐剛度有關［4］。軸承油膜動剛度阻尼可由專門的分析軟件計算獲得，軸承支座及基礎的剛度則通常由經驗值獲得，但經驗值的準確性有待于進一步研究確認。

本文采用國際通用的大型有限元軟件ANSYS分析了百萬千瓦級核電半速機組汽輪發電機端蓋式軸承座及其汽輪發電機基礎的剛度［5－7］，獲得了珍貴的軸承座剛度數值分析結果。綜合考慮軸承座計算值和汽輪發電機基礎支撐剛度計算值，參照汽輪發電機軸承支撐剛度經驗數據，本文通過計算來研究軸承座剛度在一定范圍內變化時對大型汽輪發電機轉子臨界轉速的影響。

2 汽輪發電機端蓋式軸承座剛度計算

百萬千瓦級核電半速機組汽輪發電機轉子軸承采用了端蓋式軸承座，本文以該軸承座為研究對象，運用大型有限元分析軟件ANSYS分析了該軸承座的靜剛度和動剛度。對汽輪發電機端蓋式軸承座進行合理簡化，建立軸承座有限元模型。百萬千瓦級核電汽輪發電機軸承座有限元模型如圖2所示。

圖2 百萬千瓦級核電汽輪發電機軸承座三維有限元模型

由于汽輪發電機軸承座為端蓋式，軸承座底部固定，限制了軸承座底板全部自由度?？紤]軸承座上蓋的重量，根據轉子載荷作用下的軸承座位移來計算軸承座支撐動剛度。圖3、圖4分別是汽輪發電機端蓋式軸承座有限元模型在上述邊界條件下的靜剛度和動剛度計算用位移分布云圖，軸承座剛度計算結果見表1。

表1 軸承座剛度計算結果 GN/m

該軸承座在25Hz時的動剛度和靜剛度差異很小，這是因為作用在軸承座的動載荷頻率為25Hz，遠小于軸承座固有頻率;由于受載荷作用的軸承座支撐位置位移不同，計算的剛度值是一個范圍。

3 汽輪發電機基礎支撐剛度計算

由于彈簧隔振基礎可以降低汽輪發電機組振動對環境的影響并隔離地震對汽輪發電機組的影響，以及第一階固有頻率遠低于核電半速機的工作頻率，彈簧基礎越來越多地應用于核電半速機組中。彈簧隔振器使汽輪發電機平臺和下面的立柱脫離了動力耦合，立柱剛度遠大于汽輪發電機平臺板橫梁剛度，可直接建立彈簧基礎汽輪發電機平臺板模型。考慮彈簧的支撐作用，百萬千瓦級核電半速機組汽輪發電機轉子端蓋式軸承座所在彈簧基礎支撐剛度計算用位移云圖如圖5所示，負荷作用下汽輪發電機基礎上各點位移響應不同，計算可得到汽輪發電機基礎剛度值為2．69～4．26GN/m。

為便于比較計算，軸承座剛度取平均值9．62 GN/m，將汽輪發電機端蓋式軸承座的剛度值和所配彈簧基礎橫梁的剛度耦合，得到的軸承總支撐剛

圖5 端蓋式軸承座所在彈簧基礎剛度計算用位移云圖

度值(此處主要考慮了垂直方向)見表2，經驗數據也一并列于表2。

表2 汽輪發電機轉子軸承座剛度分析結果 GN/m

4 軸承座剛度對軸系臨界轉速的影響

決定軸系臨界轉速的重要因素之一是轉子系統的支撐特性，而支撐特性除了與軸承的油膜剛度、阻尼特性有關外，還與軸承座及基礎的支撐動剛度有關［8］。以軸承支撐總剛度經驗值計算的汽輪發電機臨界轉速為參考基準，基于計算得出的汽輪發電機端蓋式軸承座剛度值及在經驗值一定范圍內變化的汽輪發電機軸承座剛度值，分別計算分析了汽輪發電機軸系臨界轉速的相對值，計算結果見表3。

表3 軸承支撐剛度變化時汽輪發電機臨界轉速的相對變化量

從表3可以看出，有限元分析得到的軸承座剛度接近經驗數據，其對軸系臨界轉速有一定影響;同時，汽輪發電機臨界轉速隨著端蓋軸承支撐剛度增減而相應增減。汽輪發電機轉子端蓋式軸承座剛度變化時，汽輪發電機轉子的臨界轉速有所變化，汽輪發電機轉子臨界轉速在軸承座剛度降低時的相對變化量較剛度升高時大，這為汽輪發電機轉子動特性設計提供了重要參考。從安全角度考慮，在滿足設計規范的前提下，應按較高的軸承支撐剛度來設計。

5 結論

(1)軸承支撐剛度對汽輪發電機動特性(特別是臨界轉速)有著重要影響，在汽輪發電機剛度設計之初，精確計算剛度有助于機組的安全運行。

(2)本文建立的汽輪發電機轉子端蓋式軸承座剛度分析有限元模型，是獲得端蓋式軸承座剛度的有益探索。計算獲得的端蓋式軸承座綜合剛度與經驗數值較為接近，軸承支撐剛度精確計算中需要考慮汽輪發電機基礎彈性。

(3)國產百萬千瓦級核電半速機組汽輪發電機轉子端蓋式軸承座變剛度計算分析表明，端蓋式軸承座剛度變化對汽輪發電機轉子臨界轉速有一定影響，獲得準確的軸承支撐剛度十分必要。汽輪發電機轉子臨界轉速在軸承座剛度降低時的相對變化量較剛度升高時大，應按較大的軸承支撐剛度來設計。

(4)本文所采用的有限元方法在工程上有很大的實用價值，在滿足實際工程需要的前提下，對工程問題進行合理簡化，以便于分析，符合工程實踐所要求的合理性、準確性及方便性原則。百萬千瓦級核電機組汽輪發電機轉子端蓋式軸承座的剛度計算研究數據難得，但要完全反映同級核電半速機組汽輪發電機轉子用軸承座支撐邊界規律，還需同類型重載軸承座有限元模型的完善和實測研究數據的驗證。

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