一种透平机械n+1支撑轴系整机无试重虚拟动平衡法
【技术领域】
[0001] 本发明属于透平机械动力学与动平衡技术领域，尤其是涉及一种基于有限元模型 分析的透平机械N+1支撑轴系整机无试重虚拟动平衡方法。
【背景技术】
[0002] 随着生产效率和节能降耗要求的不断提高，近年来国内外出现了采用运行效率 高、机组性能优越的新型N+1支撑轴系透平机组，如火力发电行业中的百万级超超临界汽 轮机组。这种轴系采取N个转子，N+1个支承的特殊多转子结构，与目前常用的2N支撑轴 系结构相比，这种机组结构紧凑、经济性好、投资收益更快。但是这种轴系结构存在相邻各 转子振动特性耦合更强，转子间振动相互关联更大，造成的轴系振动情况更为复杂。而且这 些透平机组大多运行在高压、大功率、高流量、大推重比等高参数和极端工况条件下，使得 原先在低参数条件下容易出现的故障变得更加突出，在环境、工况异常和故障干扰等因素 影响下，不可避免会出现磨损和故障，均易导致大型透平机械轴系不平衡振动，直接影响机 组的安全运行，振动过大还会对机组本身、基础和周围建筑物造成危害，严重影响设备的正 常运行和人员的身心健康，激烈的振动甚至会造成轴系断裂导致机毁人亡的重大事故，带 来巨大的经济损失。
[0003] 由于这种新型N+1支撑轴系结构特殊，除了第1个转子为双支撑外，其余各转子均 采用单支撑结构，与传统的双支撑轴系结构特性不同，测量的振动信号仅是转子单侧信息， 并不能完全反映该转子的振动特性，给分析和处理这类轴系振动故障带来很大的困难。目 前国内对这类轴系的动力特性还缺乏系统研宄，且无同类机型经验借鉴，在轴系振动故障 处理过程中走了很多弯路，难以准确获取有效的加重影响系数，动平衡过程反反复复甚至 出现振动恶化加剧的情况，增加了启停机次数，消耗大量燃油费用，耽误生产工期，严重影 响企业的生产和经济效益。另外由于透平机组动平衡用的加重面个数和位置等条件受限， 加上测试环境、工作条件和振动测试设备精度方面的影响，通过多次启停机难以准确获取 多个转速下的加重影响系数，甚至耗费大量的人力、物力和财力，难以达到满意的平衡消振 效果。近年来出现的一次加准法虽然能最大限度减少启停机次数，但要求平衡人员要深入 了解轴系振动特性并积累丰富的动平衡影响系数，具备丰富的现场平衡实践经验，没有形 成系统的理论和方法，不利于实际应用和推广。
【发明内容】
[0004] 针对现有技术存在的上述技术问题，本发明是提供一种能减少机组启停机次数、 缩短动平衡时间、提高动平衡效率、减少动平衡费用实用性强的透平机械N+1支撑轴系整 机无试重虚拟动平衡法。
[0005] 本发明解决上述技术问题的技术方案包括如下步骤：
[0006] (1)根据透平机械N+1支撑轴系转子尺寸和实际运行参数，对转轴、圆盘、轴承、联 轴器、密封关键零部件进行模化处理，构建与实际结构和运行参数相符合的N+1支撑多转 子轴系动力学有限元实体模型；
[0007] 具体模化处理原则如下：
[0008] (a)轴段和圆盘模化法：对于规则的圆锥轴段或圆盘结构，将轴系离散化为圆柱 或锥形，而对于叶轮等复杂圆盘结构，采用在轴段的相应位置用集中质量和惯性矩来模拟， 其质量、转动惯量和质心位置一般利用三维模型计算分析得到；
[0009] (b)工作介质模化法：若透平机械工作状态下的工作介质质量较大，如透平泵、离 心压缩机等，通过采取对工作介质的质量进行等效，并加相应集中转盘上；
[0010] (C)轴承模化法：对于油膜轴承，采用八个线性化的油膜动力特性系数（即Kxx、 K xy、Kyx、Kyy、Cxx、Cxy、C yx、Cyy)进行模化，对于滚动轴承，由于滚动轴承内圈与轴颈间间隙非常 小，属于刚性接触，阻尼比非常小，故将其模化为刚性支承；
[0011] (d)轴承座和基础模化方法：若轴承座等结构的刚度远比转轴刚度大，可将其模 化为刚体。若轴承座等结构的弹性不能忽略，将其简化为一个由质量、阻尼和弹簧组成的单 自由度系统，通过结构分析或实验测得其相应的参数。若轴承座等结构的刚度与转子刚度 相近和较小时，则要把轴承座、基础和转子作为整体来考虑；
[0012] (e)轴承座和基础模化法：若轴承座等结构的刚度远比转轴刚度大，可将其模化 为刚体。若轴承座等结构的弹性不能忽略，将其简化为一个由质量、阻尼和弹簧组成的单自 由度系统，通过结构分析或实验测得其相应的参数。若轴承座等结构的刚度与转子刚度相 近和较小时，则要把轴承座、基础和转子作为整体来考虑；
[0013] (f)联轴器的模化法：对于刚性联轴器，可将其作为轴段来考虑；对于齿式联轴 器，一般将其简化为只传递转矩而不承受弯矩的铰链；对于其他柔性或半柔性联轴器则模 化为具有一定弯曲刚度的铰链，具体参数则需结合理论分析或实验测试获取；
[0014] (g)密封的模化法：各种密封中的流体对于转子的作用力会使其发生失稳，在进 行转子稳定性分析时需考虑这种影响因素。目前常把密封模化为弹性支承，失稳力用交叉 刚度来表示，通过Alford、Wachel经验计算公式或实验分析获取。
[0015] (2)按照轴系中选取可进行加重平面位置和数量，找出这些位置对应在构建有限 元实体模型上的结点，并在这些结点位置上施加单位虚拟不平衡激励进行轴系稳态同步响 应分析，得到轴系轴承处各振动测点工作转速范围内基频振动伯德图，根据基频振动伯德 图中振动幅值和相位角，得出轴上施加的虚拟不平衡量在轴承测点处的振动响应，即加重 影响系数a ;
[0016] (3)根据实际测量的轴系基频振动信号中幅值和相位角yM，结合转子的初始偏摆 值、试重的去与留以及成组加重轴系动平衡过程中实际操作问题，利用仿真计算得到的加 重影响系数a，以转子平衡后各振动测点的残余振动幅值e最小为目标，建立振动响应矢 量平衡方程{>} = {yM} + [a]{Q}，通过采用最小二乘法解方程，获得机组轴系配重Q的大 小和角度；
[0017] (4)利用计算得出的配重Q进行配重，并读取各振动测点的振动值，若该值仍不满 意，重复上述步骤（2)、（3)。通过再次配重以消除每次测量过程中可能存在的随机因素导 致测量偏差。从而实现整机无试重前提下动平衡，以大大减少启停机次数，减少动平衡周期 和费用。
[0018] 与现有技术相比，本发明的优点是：
[0019] 本发明所提出的一种透平机械N+1支撑轴系整机无试重虚拟动平衡方法，通过采 用有限元仿真分析，构建与实际结构参数和运行条件相符的轴系动力学有限元实体模型， 施加虚拟不平衡量，进行不平衡激励下的响应分析，以获取各振动测点处的加重影响系数， 改变了传统整机动平衡过程中需多次启停机进行试重获得影响系数的模式，大大减少机组 启停机次数，缩短动平衡时间，提高动平衡效率，减少动平衡费用。同时，还可有效避免传统 动平衡过程中因试加重不合理可能导致机组振动增大的严重事故。因此该方法具有较好的 可操作性和实用性。
【附图说明】
[0020] 图1为本发明方法的流程图；
[0021] 图2为本发明透平机械N+1支撑轴系模拟实验台转子结构示意图；
[0022] 图3为本发明在圆盘3上