高速渦輪發電機轉子振動特性試驗

馮 巖，王績德，韓東江

（1.中國中原對外工程有限公司，北京 100044；2.中國科學院 工程熱物理研究所，北京 100190）

渦輪發電機是能源系統中熱-功-電轉換的核心動力裝置，其性能的好壞直接影響能源動力系統的經濟性、安全性與穩定性。隨著能源系統的小型化與智能化，渦輪發電機正向著高速化與微型化的方向發展，其典型的應用場合為冷熱電分布式能源系統與超臨界二氧化碳發電系統。在上述系統中，對渦輪發電機提出功率密度大、體積小、重量輕、轉速高的要求。氣體軸承具有轉速高、功耗低、精度高和壽命長等優點[1]，在高速支承、低摩擦損耗支承、高精度支承和特殊工況下的支承領域占有絕對的應用優勢，從而被廣泛應用于高速微型動力裝置、精密儀器及航空航天等國防領域[2]。氣體軸承黏度低使得氣體軸承在高速旋轉動力裝置中應用的關鍵問題之一在于氣體軸承支承下轉子的穩定性[3]。

國內外學者對氣體軸承-轉子系統穩定性進行了大量的理論與試驗研究。侯予等[4]將可傾瓦動壓氣體軸承應用于高速透平膨脹制冷機中，并對氣體軸承承載力與穩定性開展了一系列研究。楊金福等[5－6]開展氣體軸承支承的高速永磁電機、高速渦輪膨脹制冷機軸系動力學特性實驗研究，探討了阻尼墊、軸承供氣壓力等轉子穩定性調整因素，并提出軸承轉子流-固耦合調頻原理及工程穩定性判別準則。張廣輝[7－8]通過數值分析研究動靜壓混合氣體軸承支承的轉子系統動力學特性，并在旋轉沖壓發動機試驗臺上進行氣體軸承-轉子系統動力學性能研究。韓東江[9]提出基于圖譜分析的轉子非線性振動行為分析方法，該方法以氣膜振蕩起始點為界，選用不同的圖譜來分析氣膜振蕩前后的動力學特征，給出了氣膜振蕩發生前不平衡量引起同頻渦動的分析圖譜和氣膜振蕩發生后氣膜非線性引起低頻渦動與振蕩的分析圖譜。Su[10－11]通過數值分析研究多排研究節流孔供氣徑向軸承的旋轉效應，結果表明，軸承承載能力隨偏心率的增加速率大于其隨轉速的增加速率，并使用擾動法對多排節流孔供氣的動靜壓混合軸承動態穩定性進行分析，通過計算軸承的剛度和阻尼系數確定其失穩轉速。Morosi等[12－13]提出了一種可主動控制的氣體潤滑軸承，采用壓電制動裝置控制通過節流孔空氣的流量與壓力特性，進而實現氣膜動力學特性的在線控制，并建立該氣體潤滑軸承的動力學分析模型，開展軸承及轉子動力學特性試驗研究，驗證該軸承的有效性。

本文基于靜壓氣體軸承支承的高速渦輪發電機試驗裝置，采用轉子非線性振動分析方法，通過試驗研究高速渦輪發電機轉子升速過程中非線性振動特性，并重點分析軸承供氣壓力對高速渦輪發電機轉子振動特性的影響。

1 高速渦輪發電機試驗臺

高速渦輪發電機試驗臺[14]如圖1所示，包括軸承供氣及渦輪驅動氣子系統、振動信號采集與處理子系統、控制子系統和高速渦輪發電機。

圖1 高速渦輪發電機試驗臺結構圖

軸承供氣及渦輪驅動氣子系統由螺桿式空氣壓縮機提供壓力為1.20 MPa、流量800 Nm3/h的高壓氣源；高壓氣體通過管路支線1進入驅動渦輪，為高速渦輪發電機提供動力，高壓氣體通過管路支線2進入靜壓氣體軸承，為軸承提供潤滑與支承；在管路支線上布置壓力傳感器、溫度傳感器、過濾器、穩壓閥與調節閥等，實現氣體參數控制與監控。

振動信號采集與處理子系統由電渦流位移傳感器、數據采集儀、存儲電腦組成。渦輪端布置3個電渦流位移傳感器以測量渦輪端轉子振動位移及旋轉速度，壓氣機端布置2兩個電渦流位移傳感器以測量壓氣機端轉子振動位移，所測量振動位移信號通過前置器轉換后進入數據采集儀，并在DASP-V10軟件中實現在線監測與離線分析。

控制子系統通過調節閥控制軸承供氣及驅動渦輪所需高壓氣體的流量，以實現控制軸承供氣壓力和轉子升速率的目的。

高速渦輪發電機是實現熱-功-電轉換的關鍵動力裝置，其轉子結構如圖2所示，為壓氣機、透平與發電機同軸的一體化轉子結構。

圖2 高速渦輪發電機一體化轉子結構

發電機采用永磁盤式電機結構，在軸承兩側分別布置一對磁盤，每個磁盤上均勻布置8個永磁體。在徑向上，磁盤通過鍵與轉軸連接，在軸向上通過螺母將葉輪與磁盤固定。每對磁盤間布置一個定子線圈，其冷卻方式為自然風冷，同時定子線圈上布置2個溫度測點，通過定子線圈溫度變化來觀察永磁盤與定子線圈是否發生碰磨、定子線圈溫度隨發電負載功率的變化情況。轉子的結構尺寸如表1所示。

表1 轉子的結構參數

轉子結構由一對靜壓氣體軸承支承，軸承為圓柱型節流孔式徑向-止推混合軸承，軸承材料為石墨合金，具有耐磨與自潤滑的功能；采用橡膠“O”型圈提高轉子穩定性；徑向潤滑由2排節流小孔提供，沿著周向均布分布，數量為16個；止推潤滑由止推軸承面上均勻布置的10個節流小孔提供，以平衡轉子軸向推力，其結構尺寸如表2所示。

表2 軸承的結構參數

2 試驗方案

表3中所示為本文所采用的試驗方案。在試驗1中，采用升速過程變軸承供氣壓力的方案，渦輪端與壓氣機端軸承以0.67 MPa的軸承供氣壓力啟動，當轉速到達16600 r/min時，渦輪端與壓氣機端軸承供氣壓力增加為0.80 MPa。

表3 軸承供氣壓力方案

轉速點16600 r/min的選取是基于多次試驗后歸納總結得到的。由于轉子轉速在16600 r/min發生飛升，為了抑制飛升過程中轉子低頻振動現象，在飛升點前提高軸承供氣壓力至0.80 MPa。在試驗2中，升速過程軸承供氣壓力保持恒定，為0.80 MPa。

3 渦輪發電機升速過程中轉子振動特性與發電特性分析

3.1 試驗1渦輪發電機轉子振動特性

圖3給出了試驗1軸承在供氣壓力下渦輪端水平方向轉子升速過程時間-轉速-幅值三維譜圖，其中橫坐標為頻率，單位為Hz，縱坐標為幅值，單位為μm。曲線ABCD代表轉子升速過程工頻振動曲線。

如圖3中所示，轉子在B點，轉速為11899 r/min時出現低頻渦動現象，渦動頻率為146.63 Hz，隨著轉子轉速增加，渦動頻率隨之增加；轉速為14279 r/min時，低頻渦動頻率出現跳躍，由153.85 Hz降為132.21 Hz，該低頻頻率跳躍的直接原因為氣膜剛度降低，即氣膜的渦動分力對應的剛度降低。轉子在C點，轉速15505 r/min時低頻振動消失，轉子出現碰摩特征，轉速為16658 r/min時，轉子進入飛升（升速率急劇增加）階段，到達D點，轉速42548 r/min時穩定；在轉速45780 r/min時，轉子出現低頻振蕩，低頻頻率為158.65 Hz，低頻振蕩的出現引起轉子工頻轉速的降低，低頻振蕩消失后轉子工頻轉速回升并穩定。

轉子在以上各個階段頻譜圖及軸心軌跡如圖4所示。可以看到，在AB階段，如圖4(a)所示，轉子振動譜圖以工頻振動為主，軸心軌跡呈現周期一特征；且在7428 r/min(123.80 Hz)時出現臨界轉速特征，該臨界為轉子錐動臨界轉速特征，如圖4(b)所示。在BC階段，轉子出現低頻渦動后頻譜圖及軸心軌跡如圖4(c)所示，軸心軌跡呈現多周期特征。圖4(d)給出C點后轉子轉速為15851 r/min時頻譜特征，可以看到，頻譜分析圖上，出現類似于點碰磨特征的連續譜，同時，在時域頻譜上間斷性出現幅值的突躍-衰減，而軸心軌跡呈現混沌特征，如圖4(e)所示。

圖3 試驗1工況下轉子升速過程時間-轉速-幅值三維譜圖

圖4(f)給出飛升過程中轉子頻譜分析及軸心軌跡，轉子在飛升階段升速率為4309 r/min/s。該階段形成的原因為在轉速15500 r/min之前轉子發生低頻振動，隨著輸入能量（驅動渦輪流量增加，但轉子轉速增加緩慢）增加，轉子在發生低頻振動區域積蓄能量，當低頻振動消失后，轉子出現較大升速率的飛升現象。可以看到，在頻譜分析圖上，工頻的頻率值呈現頻帶的特征，其原因是升速率較快，采樣頻率與升速率不匹配。轉子在飛升區域軸心軌跡呈現周期一特征。在飛升轉速后期，轉子工頻振動幅值出現突變特征，如圖4(g)頻譜圖中所示，其原因為在飛升區域，無外界能量的輸入（此時驅動流量不增加），轉子在飛升初期，幅值是相對減小的，隨著飛升進入后期，在飛升穩定時，幅值相對增大，其典型軸心軌跡如圖4(h)所示。

圖4(i)給出轉子轉速45780 r/min時出現低頻振蕩（振蕩頻率為158.65 Hz）時的軸心軌跡。

3.2 試驗2渦輪發電機轉子振動特性

從試驗1軸承供氣壓力下轉子升速實驗結果可以看到，轉子在飛升轉速16600 r/min前出現低頻振動現象，而在轉速為16600 r/min時提高軸承供氣壓力后，轉子低頻振動消失，且能夠穩定運行于45000 r/min。本小節基于試驗1結果，將升速過程中供氣壓力穩定在0.80 MPa，觀察供氣壓力對轉子升速過程低頻振動的影響。

圖4 試驗1工況下升速過程典型區域轉子頻譜特征及軸心軌跡

圖5 試驗2工況下轉子升速過程時間-轉速-幅值三維譜圖

圖5給出試驗2軸承供氣壓力下渦輪端水平方向轉子升速過程時間-轉速-幅值三維譜圖，其中橫坐標為頻率，單位為Hz，縱坐標為幅值，單位為μm。轉子在32690 r/min時出現低頻振蕩現象，低頻頻率為125 Hz，隨著工頻轉速增加，低頻頻率略有增加。試驗2工況下轉子穩定運行于40770 r/min。

圖6給出試驗2工況下轉子升速過程中典型軸心軌跡、頻譜特性與臨界轉速區域伯德圖。如圖6(a)所示，轉子錐動臨界發生在轉速7544 r/min，比試驗1工況下臨界轉速值高116 r/min，其原因為軸承供氣壓力的增高引起氣膜剛度的增加，進而提高臨界轉速值。在臨界轉速區域，轉子以周期一運行，其軸心軌跡如圖6(b)所示。圖6(c)給出轉子出現低頻振蕩后軸心軌跡及頻譜圖，轉速40743 r/min時，轉子以擬周期狀態運行，且軸心軌跡最大值在60 μm以內。

圖6 試驗2工況下升速過程典型區域轉子頻譜特征及軸心軌跡

分岔圖描述轉子升速過程中從周期一穩定運轉到出現混沌失穩的路徑。文中的分岔圖是根據實驗數據繪制出來的：按等采樣點采樣，以采樣開始時轉子上鍵相槽產生的鍵相信號的上升沿為零基準，分岔圖上每個點表示鍵相信號上升沿相對于零基準的位移。圖7給出試驗2工況下轉子升速過程分岔圖，可以看到，分岔點為低頻振蕩出現起始轉速點。低頻振蕩出現后轉速大于38000 r/min，轉子振動幅值邊界呈收斂狀態，根據工程穩定性判別準則[6]可知，轉子在該轉速下能夠穩定運行。

圖7 試驗2工況下轉子升速過程分岔圖

將試驗2工況下轉子振動數據與試驗1工況下轉子振動數據對比分析，可以得到如下結論：

(1)軸承供氣壓力的增加使得轉子錐動臨界轉速值相應增加；

(2)試驗2工況下軸承供氣壓力的變化能夠消除轉子在試驗1工況下升速過程中（轉速區域為11899 r/min～15505 r/min）出現的低頻振動現象；

(3)試驗2工況下軸承供氣壓力的變化抑制低頻振動現象，使得轉子不存在低頻蓄能區域，進而消除轉子飛升區域；

(4)試驗2工況下轉子在32690 r/min時出現低頻振蕩現象，但低頻振蕩幅值較小，隨著轉速增加，轉子振動幅值在安全裕度以內，依據工程穩定性判別準則可知，轉子能夠在40000 r/min穩定運行。

3.3 高速渦輪發電機發電特性分析

圖8給出試驗1工況下升速過程中渦輪發電機轉速-功率-線圈溫度變化曲線。

圖8 試驗1工況下轉速-功率-線圈溫度特性曲線

可以看到，隨著轉速的增加，功率隨之增加，進而線圈溫度隨之增加。發電功率與線圈溫度在32000 r/min～45000 r/min之間存在一個滯環。這是由于轉子轉速的飛升導致功率迅速增加，而飛升的時間很短，熱量還沒有顯現出來，因此存在線圈溫度落后于發電功率的滯環。伴隨轉子在高轉速下穩定運行，隨著時間的積累，熱量增加引起線圈溫度的遲滯增加。

4 結語

采用時間-轉速-幅值三維譜圖、頻譜圖、時域分析、軸心軌跡及分岔圖等非線性振動測試與分析方法，對高速渦輪發電機轉子升速過程中振動特性開展試驗研究，主要結論如下：

(1)渦輪發電機轉子臨界轉速隨軸承供氣壓力的增加而增加。

(2)軸承供氣壓力的增加能夠抑制轉子低頻渦動現象，去除轉子低頻蓄能區域，進而消除轉子飛升，提高轉子運行穩定性與安全性。

(3)轉子出現低頻振蕩后，只要轉子振動幅值邊界隨轉速增加而收斂，且在安全裕度以內，則轉子可在低頻振蕩狀態下安全穩定運行。