重型燃氣輪機轉子－軸承系統綜合試驗平臺

徐自力， 趙世全， 王建錄， 王為民， 王鐵軍， 虞 烈

（1.西安交通大學 機械結構強度與振動國家重點實驗室，西安 710049；2.東方汽輪機有限公司，德陽 618000）

由于燃氣輪機具有效率高、污染小、用水量少、啟動速度快以及建設周期短等優點，自1939年誕生以來得到了快速發展.目前，投入商業運行的先進重型燃氣輪機透平燃氣初溫已達到1500℃，單循環與聯合循環熱效率分別達到40%和60%［1-2］.由于燃氣輪機技術含量高，設計制造難度大，在世界范圍內形成了美國通用電氣（GE）、日本三菱（MHI）、德國西門子（Siemens）、歐洲阿爾斯通（Alstom－ABB）以及俄羅斯列寧格勒金屬工廠等五大公司高度壟斷的局面.截至2004年，這幾家公司的廠商及其伙伴廠商的產品份額約占世界總量的80%［3］，在2011年，西門子、通用電氣和三菱等三家公司及其伙伴廠商的市場份額已經超過90%.

我國重型燃氣輪機經歷了50年的馬鞍型發展歷程，目前正處在新的發展階段.近十年來，引進了三菱、西門子以及通用電氣公司的E／F級重型燃氣輪機制造技術，使我國燃氣輪機制造能力得到了大幅提升.然而，引進的只是冷部件的制造技術，外方并沒有轉讓熱部件制造技術，燃氣輪機包括冷部件在內的設計和試驗技術至今仍被外方所壟斷.

在重型燃氣輪機領域，我國和發達國家的差距仍然很大.燃氣輪機不僅應用于發電，而且還廣泛應用于航空、航天、艦船和兵器等領域，是世界各國戰略必爭的先進動力裝備.因此，提升我國重型燃氣輪機自主設計和制造能力，縮短與先進制造廠商的差距，是關系到我國能源和國防安全的重大戰略任務.考慮到高溫、高壓和高轉速等極端服役環境的要求以及高溫部件冷卻等多種因素，重型燃氣輪機大多采用了盤式拉桿組合轉子結構，F級燃氣輪機的轉子質量近100t，因而對軸承提出了很高要求.盤式拉桿組合轉子－軸承系統的動力學設計是燃氣輪機發展所公認的核心技術之一，而開展試驗研究又是開發盤式拉桿組合轉子－軸承系統動力學設計技術所必須的.為此，在國家973計劃支持下，建立了重型燃氣輪機轉子－軸承系統綜合試驗平臺，下面對部分試驗臺功能和試驗方法作簡要介紹.

1 大型重載軸承靜態性能試驗臺

為了全面評價軸承的綜合性能和為軸承的設計及安全運行提供保障，對軸承的理論計算結果進行驗證并為計算模型的改進提供依據，建造了大型重載軸承靜態性能試驗臺，可用于對上瓦固定－下瓦可傾軸承以及可傾瓦軸承等多種形式軸承靜態性能進行測試和試驗，以滿足重型燃氣輪機重載軸承研發的需要.

大型重載軸承靜態試驗臺主要由試驗臺主體、加載系統、測試系統、動力和控制系統、潤滑系統以及水冷卻系統等五部分組成（圖1）.試驗臺主體采用兩端加載，中間為試驗軸承的單支點結構，主要由試驗轉子、軸承、軸承箱、加載軸承箱、加載波紋管、加載軸承、增速齒輪箱以及萬向聯軸器等組成.該試驗臺驅動功率為800kW，軸承最大軸頸為800 mm，轉速范圍為0～3600r／min，其軸承最大載荷為50t.

此試驗臺可以用來測量軸轉速、進油溫度、進油壓力、潤滑油流量、沿軸承周向巴氏合金溫度分布、沿周向油膜壓力分布、軸承加載壓力以及軸心穩態位置（偏心率、偏位角）等參數.在整套試驗裝置中，共布置了24個壓力測點和26個溫度測點.

圖1 大型重載軸承靜態性能試驗臺Fig.1 Bearing test－bed of heavy－duty gas turbine

利用該試驗臺對一套軸徑為560mm的重載可傾瓦軸承進行了試驗.在進油壓力為0.078MPa、進油溫度為40℃和比壓為1.76MPa時在900～3000 r／min轉速下進行了軸承試驗，不同轉速下的軸承性能參數見表1.

通過試驗分析了轉速、進油溫度和比壓等對軸承靜態性能的影響，結果表明：（1）隨著轉速的加快，潤滑油流量在低轉速下增加得較快，但在達到2400r／min后，潤滑油流量增幅減小并逐漸穩定；（2）隨著轉速的加快，摩擦功耗增加，在2400r／min以后，摩擦功耗增加較快，軸承功耗劇增，導致軸承排油溫度和巴氏合金溫度升高；（3）軸承排油溫度升高，進油溫度提高，會降低軸承的承載能力；（4）低速試驗時，軸瓦溫度無異常現象，試驗軸承未發現黏瓦，說明該結構型式的軸承低速性能良好，在重載工況下軸承未發生黏瓦和拉毛.

表1 不同轉速下的軸承性能參數Tab.1 Bearing performance at different rotating speeds

2 基于高速動平衡機的軸承動特性參數辨識試驗臺

目前，大多通過施加外部激勵獲取系統響應以得到軸承油膜動特性參數［4］.這種方法對于小型滑動軸承是簡便可行的，然而重型燃氣輪機的徑向滑動軸承屬于重載、大尺寸軸承，面臨著難以施加大功率激勵、系統信噪比低以及不易有效獲取系統響應等難題.因此，提出利用轉子系統本身的不平衡響應，以軸承和軸承支撐系統作為研究對象的辨識方法［5］，文獻［6］中在動平衡試驗的基礎上進行了軸承油膜動特性參數的辨識試驗和研究，但是已有的文獻未曾考慮剛度改變前后擺架參振質量的變化.

為此，建立了基于高速動平衡機的軸承動態特性參數辨識試驗臺并提出了測試方法.根據擺架的剛度可變特性以及水平和垂直方向等剛度的設計特點，簡化了軸承與擺架系統物理模型，并考慮了擺架參振質量的變化.對擺架動剛度進行了測試，獲得了擺架等效剛度和參振質量，并形成了一種軸承油膜動特性參數的快速辨識方法［7］，可以用于對重型燃氣輪機的軸承動特性進行測試.

根據動平衡機擺架軸承座在水平（x）和垂直（y）方向的等剛度設計特點，將擺架視為各向同性，即2個方向的等效支撐剛度均為kb，單位為N／m，軸承的支撐擺架為金屬桿，因此可以忽略其阻尼特性.以一側擺架－軸承子系統為例（圖2），列出其動力學方程：

圖2 擺架－軸承子系統Fig.2 Pedestal－bearing subsystem

式中：m1為動平衡機擺架的參振質量，kg；xa，ya分別為軸承在x方向和y方向的絕對位移，m；xr，yr分別為軸頸與軸承在x方向和y方向的相對位移，m；kij和cij（i＝x，y；j＝x，y）分別為滑動軸承油膜的剛度和阻尼，單位分別為N／m和N·s／m.

令不平衡響應xa，ya，xr，yr為：

式中：ω為轉子角速度，rad／s；下標c表示位移的余弦分量；下標s表示位移的正弦分量.

將位移寫成復數形式

利用上式，并將式（2）代入式（1）得到復數方程：

式中：Ua、Va、Ur、Vr分別為擺架支撐剛度和參振質量改變前的位移.

在工作轉速下，可以對動平衡機擺架剛度和參振質量進行改變，此時其他運行參數不變，因此可以認為滑動軸承的油膜動特性參數kij和cij是不變的.在改變擺架支撐剛度后，剛度和參振質量變為和m，可得另一組方程：2

聯立式（4）和式（5）得：

利用下式可識別出滑動軸承油膜的剛度和阻尼：

在識別軸承油膜動特性參數時，動平衡機擺架的等效剛度、參振質量是必需的參數，其準確性直接影響油膜動特性參數識別的準確性.因此，在進行油膜動特性系統識別前，必須對擺架等效剛度和參振質量等結構參數進行測定.采用偏心激振方式，測量不同頻率下擺架的動剛度值，并通過多項式擬合得到擺架等效剛度和參振質量（表2）.擺架為各向同性結構，所以x方向和y方向的剛度值一致.

筆者對某重載軸承－轉子系統進行了試驗和測試，以識別軸承油膜動特性參數.在額定轉速下，軸承油膜動特性系數的試驗值與理論值見表3.從表3可以看出：兩組數據在一個數量級內，說明辨識結果和理論值基本吻合，證明該辨識方法具有可行性，從識別結果的對比也可以看到該方法仍有改進的空間.

表2 擺架的結構參數Tab.2 Structural parameters of pedestal

3 轉子高速動平衡與軸系模態測試試驗臺

為了對重型燃氣輪機轉子高速動平衡進行測試，設計和制造了250t擺架，在真空倉中就可完成對重型燃氣輪機轉子高速動平衡與軸系模態的測試和試驗，轉子高速動平衡與軸系模態測試試驗臺見圖3.

圖3 轉子高速動平衡與軸系模態測試試驗臺Fig.3 High speed balancing and modal measurement test－rig of rotor

利用高速動平衡機可以測量轉子的臨界轉速和不平衡響應，同時采用試驗模態分析技術還能夠測量轉子橫向振動的模態振型.

4 三級透平級間耦合試驗臺

國外一些大公司和高校的實驗室都十分重視空氣透平級間耦合試驗研究，日本的日立、三菱和東芝公司，美國的通用電氣公司，歐洲的Alstom公司和英國劍橋大學、德國亞深大學以及MTU研究中心均進行過空氣透平試驗和研究.

建成了三級透平級間耦合試驗平臺（圖4），主要由試驗臺位本體、風源系統、水力測功器、測量控制系統、電氣系統以及水冷卻系統等部分組成，是空氣動力學、轉子動力學、電氣控制和測量技術等多學科集成的體現.

該試驗臺的風機功率為5000kW，流量為1800m3／min，出口壓力為274kPa.葉片根徑變化范圍為660～900mm，最長試驗葉片高度為250 mm，轉速為1500～6000r／min.三級透平級間耦合試驗臺在轉速、試驗葉高以及汽源功率等方面均具有較高指標.

該試驗平臺的主要功能有：（1）進行單級、2級或3級非定常流動試驗研究；（2）進行多級綜合效率測試；（3）進行級間流場的詳細測試；（4）進行汽封小間隙流動試驗；（5）進行級間耦合試驗；（6）進行葉片的振動特性試驗.

圖4 三級透平級間耦合試驗臺Fig.4 Test rig for interstage coupling

通過三級透平級間耦合試驗臺可以對CFD的計算結果進行驗證和修正，可以對級內隔板漏汽、級間漏汽和平衡孔漏汽，汽流之間的相互作用及對級特性的影響以及級間耦合對葉片振動的影響進行研究，從而為通流部分優化設計及葉片和轉子振動設計提供依據.

5 轉子模化試驗臺

設計和制造了重型燃氣輪機轉子的模化試驗臺，目的在于觀察和研究盤式拉桿轉子系統所特有的線性、非線性動力學現象，探索拉桿松緊程度、拉桿緊力不對稱、拉桿數目、摩擦傳扭面受力不均、傳扭面粗糙度和端面齒不均勻等結構參數與轉子動力學行為之間的內在關系，研究轉子從線性過渡到非線性振動的閥值，最后形成盤式拉桿轉子系統的試驗理論、試驗方法和測試技術.

圖5為設計和搭建的盤式拉桿模化轉子－軸承試驗臺.壓氣機模化部分有15級葉輪，其中第一級葉輪和前端軸鍛造成整體，透平級模化部分有3級葉輪，軸承為4瓦的可傾瓦軸承.壓氣機端采用徑向軸承，透平端采用徑向－推力軸承.

圖5 模化轉子－軸承系統試驗臺Fig.5 Model test rig of rotor－bearing system

6 現場測試

對某電廠1號燃氣－蒸汽聯合發電機組的軸系振動進行了監測和評估［8］，為重型燃氣輪機設計與運行積累了數據和經驗.該軸系共有8個支承、4段轉子，圖6為監測參數測點布置示意圖.從燃氣輪機端開始分別為燃氣輪機轉子，汽輪機高壓轉子、中壓轉子、低壓轉子，發電機轉子和勵磁機轉子，整個軸系總長為40m.在每個軸承支承面附近安裝了垂直成45°角的2個測量轉子徑向振動的電渦流位移傳感器，另外安裝了3個軸向位移傳感器，用于監測軸系的軸向振動.采用2臺便攜式Bently 408型振動數據采集測試系統進行測量.軸振信號以及鑒相信號取自機組自備的Bently3500系統的緩沖輸出口，軸承座的振動信號取自于該次測試時加裝的速度傳感器.

圖7為啟動過程中轉子的振動瀑布.從圖7可以看出：1號處軸振的頻譜以基頻為主，幾乎沒有倍頻信號；2號處的振動頻譜中倍頻很復雜.該機組現場運行狀況良好.

圖6 監測參數測點布置示意圖Fig.6 Arrangement of measuring points

圖7 啟動過程中轉子的振動瀑布Fig.7 Waterfall plot of rotor vibration during start－up process

測試結果表明：在整個啟停機過程和額定轉速下運行時，轉子軸承系統運行平穩，該轉子軸承系統設計合理，轉子動平衡質量良好.雖然此盤式拉桿轉子是組合式、不連續的結構，但表現出與連續轉子系統同樣的特征，說明通過合理的設計可以將不連續的轉子轉換為準連續轉子，能夠滿足大型動力裝備對轉子的需要.該燃氣輪機轉子具有良好的阻尼特性，證明拉桿轉子比傳統整體轉子具有更多的優勢.

7 結束語

建成的重型燃氣輪機軸承靜態性能試驗臺和基于高速動平衡機的軸承動特性參數辨識測試試驗臺為重型燃氣輪機大軸徑、高載荷軸承特性的試驗以及計算和分析模型的驗證提供了條件.建成的轉子高速動平衡和軸系模態測試試驗臺以及三級透平級間耦合試驗臺為燃氣輪機轉子的高速動平衡和橫向振動的模態測試以及為非定常氣流對轉子的影響研究提供了條件.而轉子模化試驗臺和實際轉子的現場測試則為盤式拉桿轉子線性、非線性動力學現象探索和研究以及轉子的設計和驗證提供了依據.初步形成了重型燃氣輪機轉子－軸承系統動力學試驗體系，為我國重型燃氣輪機轉子－軸承系統的自主設計和發展提供了重要技術支撐.

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