工作轉(zhuǎn)速下各軸承處的振幅，進(jìn)行殘余不平衡量不同 的相位組合方式下的軸系振動比較分析，找出最優(yōu)相位組合，即振動最小下的軸系各跨轉(zhuǎn) 子殘余不平衡量相位組合；
[0032] (5)在傳統(tǒng)軸系對中即連軸器兩端面平行和外緣對正的基礎(chǔ)上，根據(jù)各跨轉(zhuǎn)子出 廠前高速動平衡報告中記載的殘余不平衡量信息，按照步驟4)中獲得的使得軸系振動最小 下的軸系各跨轉(zhuǎn)子殘余不平衡量最優(yōu)相位組合，對透平機械單支撐軸系進(jìn)行幾何對中安 裝。
[0033]下面通過一個模擬汽輪發(fā)電機組單支撐軸系的三跨四支承轉(zhuǎn)子實施例，對本發(fā)明 進(jìn)行詳細(xì)說明。
[0034]步驟1:根據(jù)表1所示的三跨四支承透平機械單支撐軸系結(jié)構(gòu)材料屬性和幾何參 數(shù)，結(jié)合支撐類型、安裝間隙實際運行參數(shù)，按照轉(zhuǎn)軸、圓盤、支承、軸承、軸承座、聯(lián)軸器結(jié) 構(gòu)部件動力學(xué)模化原則，采用基于有限元的轉(zhuǎn)子動力學(xué)和軸承分析軟件，構(gòu)建與轉(zhuǎn)子軸系 結(jié)構(gòu)一致的三跨四支承軸系動力學(xué)有限元模型，如圖2所示。其中圓盤D 1-D9簡化成集中質(zhì) 量，分別加到軸系中對應(yīng)的結(jié)點3、4、5、10、11、12、17、18、19位置，兩個聯(lián)軸器&、&則通過剛 性連接簡化為軸段，四個支撐B 1-B4均為托輥式支承，則簡化為剛性支承分別加在軸系結(jié)點 2、6、13、20位置。同時，對該軸系模型進(jìn)行臨界轉(zhuǎn)速和振型分析，得到前三階臨界轉(zhuǎn)速分別 為1110、1620、2320rpm，且均為各跨轉(zhuǎn)子典型一階振型。
[0035]表1三跨四支承軸系轉(zhuǎn)子結(jié)構(gòu)參數(shù)
[0037]步驟2:由于軸系中葉輪、圓盤的旋轉(zhuǎn)半徑較軸段半徑要大得多，加上材料不均勻、 制造加工誤差等原因，葉輪、圓盤處的不平衡量U為各轉(zhuǎn)子殘余不平衡量的主要組成部分， 因此可根據(jù)葉輪、圓盤位置來確定軸系中各跨轉(zhuǎn)子殘余不平衡量的位置點，按照透平機械 一般運行在一階臨界轉(zhuǎn)速之上和二階臨界轉(zhuǎn)速之下的實際情況，可將各跨轉(zhuǎn)子殘余不平衡 量的位置點簡化到所對應(yīng)的有限元實體模型上結(jié)點。
[0038]下面以三個轉(zhuǎn)子的殘余不平衡量U對該方法的應(yīng)用進(jìn)行說明：三個轉(zhuǎn)子的殘余不 平衡量U可簡化集中到圓盤D2、D5、D8上，對應(yīng)到有限元實體模型中的結(jié)點4、11、18。采用窮舉 法，在第一跨轉(zhuǎn)子的結(jié)點4處加U lm = O.4kg · mmZ〇°殘余不平衡量，以模擬第一跨轉(zhuǎn)子的殘 余不平衡量，然后在第二跨轉(zhuǎn)子的結(jié)點11處、第三跨轉(zhuǎn)子的結(jié)點18處，分別施加大小為U 2m= U3m=O.4kg · mm的殘余不平衡量，并按照第二跨轉(zhuǎn)子的結(jié)點11處、第三跨轉(zhuǎn)子的結(jié)點18處不 平衡量分別為0°、90°、180°和270°相位進(jìn)行組合，三跨轉(zhuǎn)子殘余不平衡量相位組合共計有 16種，施加殘余不平衡量相位組合的三跨四支承轉(zhuǎn)子有限元模型示意圖，如圖3所示。
[0039] 步驟3:在16種施加了殘余不平衡量相位組合的單支撐軸系有限元模型基礎(chǔ)上，逐 一進(jìn)行軸系穩(wěn)態(tài)同步不平衡響應(yīng)分析，得到轉(zhuǎn)速在300-3000rpm范圍內(nèi)軸系支承處結(jié)點2、 6、13、20的基頻振動速度，如圖4所示。從圖4可知，在1110、1620和2320印111處有明顯共振峰 值點。由于該轉(zhuǎn)子系統(tǒng)阻尼很小，且在2400rpm處振幅很大，高達(dá)88mm/s。而其它各點振幅較 小，最小為0.0005mm/s，因此數(shù)據(jù)難以顯示完全。通過臨界轉(zhuǎn)速分析可知在11 IOrpm為軸系 第一階臨界轉(zhuǎn)速點，也即第三跨轉(zhuǎn)子的一階臨界轉(zhuǎn)速點，而1620rpm和2320rpm分別為第二、 一跨轉(zhuǎn)子的一階臨界轉(zhuǎn)速點。顯然該單支撐軸系在3000rpm時為柔性轉(zhuǎn)子。
[0040] 步驟4:在逐一進(jìn)行單支撐軸系穩(wěn)態(tài)不平衡響應(yīng)分析后，導(dǎo)出工作轉(zhuǎn)速3000rpm下 四個支承結(jié)點處的振動速度Yim，振動結(jié)果如表2所示。以散點圖的形式表示三跨四支承軸系 振動隨轉(zhuǎn)子間殘余不平衡量相位組合的變化，如圖5所示，其中振幅單位為mm/s。從圖5中數(shù) 據(jù)可知：在工作轉(zhuǎn)速3000rpm下，即軸系為柔性轉(zhuǎn)子時，各支承的振幅在0.01-0.82mm/s之 間。四個支承的變化趨勢一致，殘余不平衡量相位〇-〇-〇組合時四個支承振幅最大，而〇-180-180組合振幅最小，幅值比高達(dá)20倍。也即三跨四支承軸系對中安裝考慮殘余不平衡量 影響時，相位組合中0-180-180組合最優(yōu)，0-0-0組合最差。
[0041 ]表2軸系振動隨三跨轉(zhuǎn)子相位差組合變化的結(jié)果
[0043]步驟5:在傳統(tǒng)的軸系各轉(zhuǎn)子幾何對中基礎(chǔ)上，根據(jù)各單轉(zhuǎn)子出廠前高速動平衡報 告中記載的殘余不平衡量信息，按照殘余不平衡量相位0-180-180組合方式，對透平機械單 支撐軸系幾何對中安裝。
【主權(quán)項】
1. 一種透平機械單支撐軸系幾何對中安裝方法，包括如下步驟： (1) 根據(jù)透平機械單支撐軸系轉(zhuǎn)子尺寸和實際運行參數(shù)，對透平機械單支撐軸系轉(zhuǎn)子 的轉(zhuǎn)軸、圓盤、軸承、聯(lián)軸器、密封部件進(jìn)行?；幚?，構(gòu)建與實際結(jié)構(gòu)和運行參數(shù)相符合的 單支撐多轉(zhuǎn)子軸系動力學(xué)有限元模型； (2) 根據(jù)葉輪、圓盤位置來確定軸系中各轉(zhuǎn)子殘余不平衡量的位置點，按照透平機械運 行在一階臨界轉(zhuǎn)速之上和二階臨界轉(zhuǎn)速之下的實際情況，將殘余不平衡量簡化到這些位置 點簡化成所對應(yīng)的有限元實體模型上的結(jié)點； (3) 以第一跨轉(zhuǎn)子殘余不平衡量的相位為基準(zhǔn)0°，通過在其他各跨轉(zhuǎn)子上移動殘余不 平衡量相位的方式，使得其他各跨轉(zhuǎn)子的殘余不平衡量相位為0°、90°、180°和270°，模擬軸 系各跨轉(zhuǎn)子間殘余不平衡量不同的相位組合情況； (4) 根據(jù)單支撐多轉(zhuǎn)子軸系動力學(xué)有限元模型，分析殘余不平衡量不同的相位組合方 式下軸系不平衡穩(wěn)態(tài)響應(yīng)，得到工作轉(zhuǎn)速下各軸承處的振幅，進(jìn)行殘余不平衡量不同的相 位組合方式下的軸系振動比較分析，找出使得單支撐多轉(zhuǎn)子軸系振動最小的軸系各跨轉(zhuǎn)子 殘余不平衡量相位組合； (5) 根據(jù)各跨轉(zhuǎn)子出廠前高速動平衡報告中記載的殘余不平衡量信息，按照步驟4)中 獲得的使得軸系振動最小的軸系各跨轉(zhuǎn)子殘余不平衡量相位組合，對透平機械單支撐軸系 進(jìn)行幾何對中安裝。2. 根據(jù)權(quán)利要求1所述的透平機械單支撐軸系幾何對中安裝方法，步驟(1)中轉(zhuǎn)軸和圓 盤的?；椒ㄊ?對規(guī)則的圓錐軸段和圓盤，將轉(zhuǎn)軸和圓盤離散化為圓柱段或錐形段，其質(zhì) 量、轉(zhuǎn)動慣量和質(zhì)心位置利用三維模型計算分析得到;對其他圓盤結(jié)構(gòu)，采用在軸段的相應(yīng) 位置用集中質(zhì)量和慣性矩的方法來?；滟|(zhì)量、轉(zhuǎn)動慣量和質(zhì)心位置利用三維模型計算 分析得到。3. 根據(jù)權(quán)利要求1所述的透平機械單支撐軸系幾何對中安裝方法，步驟(1)中軸承的模 化方法是:對于油膜軸承，采用八個線性化的油膜動力特性系數(shù)進(jìn)行?；?對于滾動軸承， ?；癁閯傂灾С小?. 根據(jù)權(quán)利要求1所述的透平機械單支撐軸系幾何對中安裝方法，步驟(1)中聯(lián)軸器的 模化方法是:對于剛性聯(lián)軸器，模化為軸段;對于齒式聯(lián)軸器，模化為只傳遞轉(zhuǎn)矩而不承受 彎矩的鉸鏈;對于其他柔性或半柔性聯(lián)軸器，模化為具有一定彎曲剛度的鉸鏈。5. 根據(jù)權(quán)利要求1所述的透平機械單支撐軸系幾何對中安裝方法，步驟(1)中密封部件 的模化方法是：把密封部件?；癁閺椥灾С?，失穩(wěn)力用交叉剛度來表示，通過Alford、 Wachel經(jīng)驗計算公式計算或通過實驗獲取。
【專利摘要】本發(fā)明公開了一種透平機械單支撐軸系幾何對中安裝方法，包括如下步驟：（1）構(gòu)建與實際結(jié)構(gòu)和運行參數(shù)相符合的單支撐軸系動力學(xué)有限元模型；（2）確定葉輪、圓盤處為軸系中各轉(zhuǎn)子殘余不平衡量施加位置點；（3）模擬軸系轉(zhuǎn)子間殘余不平衡量相位組合情況；（4）分析施加不同殘余不平衡量組合下軸系穩(wěn)態(tài)響應(yīng)，找出軸系振動最小下各轉(zhuǎn)子殘余不平衡量相位最優(yōu)組合；（5）在傳統(tǒng)軸系對中的基礎(chǔ)上，根據(jù)各單轉(zhuǎn)子出廠前高速動平衡報告中記載的殘余不平衡量信息，按照相位最優(yōu)組合進(jìn)行軸系幾何對中安裝。本發(fā)明能解決透平機組單轉(zhuǎn)子動平衡合格，而安裝試車后因軸系不平衡導(dǎo)致振動超標(biāo)問題，減少安裝時間，提高安裝效率，具有較好的可操作性和實用性。
【IPC分類】G06F17/50
【公開號】CN105550395
【申請?zhí)枴緾N201510881402
【發(fā)明人】賓光富, 周偉, 郭帥平, 高金吉, 李鴻光, 王鋼, 馮和英
【申請人】湖南科技大學(xué)
【公開日】2016年5月4日
【申請日】2015年12月4日