輔助支承汽輪機轉子靜態特性分析

雒興剛， 初世明

（哈爾濱汽輪機廠有限責任公司，哈爾濱 150046）

0 引言

目前大型汽輪機組轉子中的低壓轉子由于重量大、跨距長、葉片級數多、旋轉半徑大且自帶聯軸器后使外伸懸臂加大，這種特殊結構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外興起的一種新的平衡方法，所以研究兩支承狀態下汽輪機轉子的靜態特性和增加輔助第三支承后汽輪機轉子的靜態特性，具有非常大的意義［2］。

1 兩支承方式長懸臂轉子力學模型的建立

本文以國產600 MW低壓轉子作為研究對象，應用45°法將轉子分為多軸段積木塊進行模化，通過轉子動力學分析軟件研究轉子支承的力學特性，進而對比分析裝配兩軸承狀態下和增加輔助第三支承后汽輪機轉子的力學特性。

首先建立兩軸承轉子力學模型，轉子兩軸承系統為2個可傾瓦軸承，裝配2軸承情況下，建模見圖1。

圖1 裝配2軸承低壓轉子力學模型

從圖1中可見，低壓轉子懸臂端較長，而且質量較大，另外該轉子跨距較大，轉子兩支承必然在外伸端造成較大的回轉半徑，因此會給不平衡響應以及轉子穩定性帶來很大影響，因此需要對該轉子的靜態、動態特性進行計算和詳細分析。

1.1 兩支承狀態下汽輪機轉子靜態分析

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

表1 兩軸承情況轉子重力撓度

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

應用轉子動力學分析軟件，來計算裝配兩軸承情況下轉子的動力撓度，如圖2所示，為轉子重力撓度曲線。

從圖2可以看出，該轉子在兩支承處靜態撓度曲線呈正弦波，曲線在外伸端呈現非常陡峭的上升趨勢，即使在靜止狀態，懸臂端也擁有較大的靜態位移量，因此可以預見兩支承狀態下在外伸端將存在較大的不平衡響應。

1.2 兩支承狀態下長懸臂轉子的軸承載荷情況

600 MW汽輪機轉子在兩支承情況下的靜載荷參數如表2所示。

從表2可以看出，兩支承狀態下軸承支反力明顯不均，懸臂端支反力遠大于另一端軸承支反力，這樣的轉子高速旋轉時必然會產生較大的激振力。

圖2 裝配兩軸承時轉子重力撓度分布

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子的力學模型

根據相同汽輪機轉子的各軸段數據，用轉子動力學分析軟件建立力學模型如圖3所示。

圖3 增加輔助支承后低壓轉子力學模型

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

2.1 增加輔助支承后的長懸臂轉子靜態撓度分布

增加輔助支承后，轉子在重力作用下的靜撓度見圖4。

從圖4可以得出，增加輔助支承后轉子在軸跨間重力撓度沒有發生顯著變化，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，懸臂端對整個轉子的振型影響變得很小，不平衡貢獻度也會相應地變小，因此這種支承方式會使轉子更加穩定。

增加輔助支承后轉子重力撓度見表3。

和兩支承情況下對比分析轉子重力撓度發現，當增加1個軸承之后，由于改變了轉子電端懸臂軸的邊界條件，軸承支反力重新分配，因此轉子撓度增大。

圖4 增加輔助支承后轉子靜態撓度分布

表3 增加輔助支承后轉子重力撓度

2.2 增加輔助支承后長懸臂轉子的軸承載荷情況

建立力學模型后，增加輔助支承后，經計算，各軸承的載荷情況發生改變，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，在轉子端部再安裝1個軸承可以使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個軸承受載更均勻。

3 結論

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

2）增加輔助支承可以改變其他軸承的載荷條件，使前2個軸承受載更均勻。

［1］ 鄧旺群，唐廣，高德平.轉子動力特性及動平衡研究綜述［J］.燃氣渦輪試驗與研究，2008（2）：57-62.

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