高速汽輪機轉子平衡盤減重研究

彭林

（東方電氣集團東方汽輪機有限公司，四川德陽，618000）

0 引言

作為電力裝備關鍵設備的汽輪機轉子運行的安全性是設計時需首要考慮的問題，轉子的臨界轉速由轉子自身剛性和質量分布以及軸承的支承特性共同影響，支承特性因其結構和機理的復雜性需進行專門研究[1～2]。反動式汽輪機轉子為平衡軸向推力和減小軸封漏氣量通常設計具有大直徑和長軸向寬度的平衡盤，因平衡盤外徑比相鄰軸段外徑大很多，因此平衡盤位置軸段剛性增加有限，但軸段重量急劇增加，兩者的綜合影響使轉子的臨界轉速降低[3]。

對綠色環保和節能減排的不懈追求使得汽輪機轉子在增加通流級數的同時提高了工作轉速，高轉速汽輪機的工作轉速已接近其二階臨界轉速，軸系設計時需精益考慮轉子的動力學行為。因結構緊湊高轉速汽輪機轉子可供設計調整的空間有限，為滿足工作轉速和臨界轉速的安全避開率需研究轉子的合理減重。一方面平衡盤的減重需考慮自身的強度和剛性，高轉速下減重位置的變形使汽封間隙顯著減小有動靜碰摩的風險，另一方面需考慮減重對軸系穩定性的影響，保證轉子的臨界轉速和工作轉速合理的避開率。前者可采用有限元計算平衡盤的強度和變形，后者需進行轉子動力學分析。

1 動力學建模

本文研究的高轉速汽輪機-齒輪箱-發電機軸系由汽輪機轉子、平行軸減速器齒輪軸系和發電機轉子組成，如圖1所示，汽輪機轉子工作轉速為5 500 r/min，發電機轉子工作轉速為3 000 r/min。

圖1 高轉速汽輪機-齒輪箱-發電機軸系

沿軸線將轉子系統劃分為圓盤、軸段和集中質量等單元[4]。討論計入轉子質量分布時的振動情況，取Oxyz坐標系，如圖2所示。

圖2 長度為ds的軸段示意圖

轉軸的幾何中心線沿z方向，此微元繞x、y軸的角位移分別為ψ和φ。任一截面位移用向量表示為：

式中｛u1｝表示任一截面x坐標軸方向的線位移和繞x坐標軸的角位移；｛u2｝表示任一截面y坐標軸方向的線位移和繞y坐標軸的角位移。

設剛性圓盤的質量、過軸心的直徑轉動慣量和極轉動慣量分別為m、Jd和Jp。當轉子以角速度Ω轉動時，圓盤的運動微分方程為：

彈性軸段單元的廣義坐標為兩端節點的位移，即：

其運動方程為：

［Ms］是考慮了移動慣性及轉動慣性在內的質量矩陣，質量矩陣［Ms］、回轉矩陣Ω［Js］、剛度矩陣［Ks］均為實對稱矩陣。

汽輪機轉子主要?；瘮祿姳?，轉子重量為8 400 kg，軸承跨距為3 550 mm。

表1 汽輪機轉子?；瘮祿?/p>

汽輪機轉子一階振型如圖3（a）所示，為弓形回轉振型，二階振型如圖3（b）所示，為錐形回轉振型。一階臨界轉速為2 540.4 r/min，二階臨界轉速為6 163.4 r/min。汽輪機轉子二階臨界轉速和工作轉速避開率低，需對轉子進行結構優化以提高臨界轉速和工作轉速的避開率。

圖3 汽輪機轉子振型

2 汽輪機轉子平衡盤減重

汽輪機轉子在高溫高壓高轉速條件下工作承受極大的葉片離心力和溫度應力，為減少高壓蒸汽的泄漏設計有多級汽封結構使汽輪機轉子承受汽流激振力。為提高轉子運行的安全性，要求汽輪機轉子臨界轉速和工作轉速有安全的避開率。

2.1 汽輪機轉子結構優化

汽輪機轉子結構如圖4所示，由轉子前部、通流部分和轉子后部3個模塊構成。轉子的結構設計通常由強度和氣動要求確定，同時轉子動力學設計需保證轉子運行的安全性。

圖4 汽輪機轉子結構

通流部分是蒸汽熱能轉化為轉子機械能的關鍵部分，包括調節級和末兩級沖動式的葉輪和葉片，其余18級反動式葉片直接安裝在轉子體上。通流部分各軸段的直徑和寬度由葉片和氣動設計確定，可供轉子動力學優化調整的部分有限。

轉子前部和后部包括測速盤、推力盤、1#軸頸、油擋、前汽封和平衡盤，后汽封、2#軸頸、靠背輪，軸頸和靠背輪尺寸由發電機短路傳遞扭矩的強度要求確定，由此選定的軸承箱接口尺寸確定了測速盤、油擋的尺寸，推力盤尺寸由推力軸承比壓確定，前汽封和平衡盤、后汽封的尺寸由調整轉子推力確定。

由轉子的二階振型圖可知，對轉子前部和后部進行優化可提高轉子的二階臨界轉速，轉子平衡盤直徑和寬度大，因而可供調整量較大，但平衡盤軸段直徑和寬度的調整對轉子推力和漏氣量影響大，因此提出對轉子平衡盤合理減重以優化轉子的動力特性。

2.2 平衡盤減重對強度和剛度的影響

反動式汽輪機轉子為平衡軸向推力和減小軸封漏氣量設計大直徑和長軸向寬度的平衡盤，轉子平衡盤外徑為Φ707 mm，寬度為275 mm，其相鄰軸段平均外徑為Φ445 mm。轉子平衡盤軸段的質量顯著增加而其對剛度直徑的影響小，因而平衡盤軸段外徑的增加會降低轉子的臨界轉速，為調整推力在保證平衡盤外徑的情況下可對平衡盤軸段進行減重。

轉子平衡盤減重有鉆盲孔和車削周向槽兩種方式，前者對轉子強度和剛度影響較小，但整圈盲孔加工的深度偏差將導致不平衡量大，后者可使整圈減重均勻但對轉子強度和剛度影響較大，本文采用后者的減重方式并用有限元評估平衡盤減重對轉子強度和剛度的影響。轉子按圖5所示結構進行減重，為減小平衡盤懸臂端圓盤在高速下由離心力引起的變形減重槽優化為50°的斜面，減重槽深度為80 mm，整圈減重量為92 kg。

圖5 汽輪機轉子平衡盤減重結構

轉子平衡盤強度和變形計算采用二維軸對稱有限元分析模型，圖6為轉子平衡盤軸段減重對強度和剛度影響的計算結果：最大應力在轉子輪心處，平衡盤懸臂端圓盤應力較小滿足工作需求；工作時轉子懸臂端圓環處最大變形為0.2 mm，相鄰位置變形約0.1 mm，其多余變形量僅為汽封間隙的20%，轉子平衡盤在減重后剛性較好。為補償懸臂端圓環的多余變形，總裝時可將與懸臂端圓環配合的汽封間隙增大0.1 mm。

圖6 轉子平衡盤減重對強度和剛度的影響

2.3 平衡盤減重對振動的影響

為研究平衡盤減重對汽輪機轉子橫向振動臨界轉速的影響，分別計算轉子平衡盤不減重和減重兩種方案下轉子的臨界轉速，結果見表2。

表2 汽輪機轉子臨界轉速計算結果r/min

由表2可知，轉子平衡盤減重提高了轉子的臨界轉速，一階臨界轉速提高了32.4 r/min，二階臨界轉速提高了120.2 r/min，平衡盤減重對二階臨界轉速的影響更顯著。平衡盤減重后轉子的二階臨界轉速提高了2%，增大了臨界轉速和工作轉速的避開率，提高了轉子運行的安全性。

3 結論

效率和環保的需求使中小功率汽輪發電機組采用高轉速設計，軸承跨距和轉子質量的增加使轉子二階臨界轉速和工作轉速的避開率成為設計的難點。本文研究了對轉子合理減重以提高臨界轉速和工作轉速的避開率。

（1）進行了汽輪機轉子的結構優化，提出根據二階振型圖對轉子平衡盤合理減重以提高工作轉速和二階臨界轉速避開率。

（2）采用二維軸對稱有限元分析模型分析了轉子平衡盤減重對強度和剛度的影響，結果表明工作應力較低和懸臂端圓環變形較小，轉子強度和剛度較好。

（3）平衡盤減重后轉子的二階臨界轉速提高了2%，增大了臨界轉速和工作轉速的避開率，提高了轉子運行的安全性。