作者：王旭  周傳月      關鍵字：氦氣透平壓氣機  轉子動力學  電磁軸承  

本文用Samcef Rotor軟件對氦氣透平壓氣機轉子支承系統進行轉子動力學計算與分析，通過大量分析計算，為氦氣透平壓氣機總體結構設計提供設計依據。

1.引言

       清華大學IOMW高溫氣冷實驗堆HTR-IOGT項目是國家863重點攻關項目，氦氣透平壓氣機組（以下簡稱氦氣輪機）是該項目能量轉換的核心設備。氦氣輪機主要由低壓壓氣機、高壓壓氣機、氦氣渦輪以及壓氣機和渦輪的進排氣裝置組成。氦氣輪機采用單軸立式布置，工作時由徑向電磁軸承和軸向止推電磁軸承支承、非工作狀態由徑向機械軸承和軸向止推機械軸承支承。由于氦氣輪機采用單軸雙支承結構，從而決定了其柔性轉子的動力學特征。在總體結構設計上，如何調整轉子臨界轉速、如何確保轉子過臨界時較小的振動幅值以及如何保證計算的準確性等，這些都是我們十分關心的問題。本文就是針對上述問題，論述工程設計中配合總體結構設計，進行氦氣輪機轉子臨界轉速與振型計算以及氦氣輪機轉子穩態諧波響應計算與分析。

2.計算模型

       2.1 幾何模型

       圖1為氦氣輪機轉子結構。從左到右分別為低壓壓氣機轉子前軸及其上的支承、低壓壓氣機轉子、高低壓壓氣機間聯接軸、高壓壓氣機轉子、高壓壓氣機與氦氣渦輪間聯接軸、氦氣渦輪、渦輪后軸及其上的支承。

 
圖1 氦氣輪機轉子支承結構

       轉子動力學計算是配合氦氣輪機總體結構設計進行的，因此，要求計算結果要保證一定的精度，同時還要進行很多不同結構方案的計算，而氦氣輪機轉子結構復雜，完全模擬轉子的實際結構會給計算帶來很大的不便，甚至會產生局部振動干擾整個轉子的動力學計算的情況。基于上述考慮，決定計算模型采用三維計算模型，但對三維模型進行必要合理的簡化。這些合理簡化包括：由于葉片稠度很大，葉片彎角小，把葉片按等質量等慣量的原則，加到各自的輪盤上；計算模型包括與發電機軸聯接的半聯軸器；對輪盤太小的過渡圓角進行了必要的簡化；考慮了電磁軸承在轉子上的固定部分；考慮了軸向電磁軸承的推力盤；電磁軸承采用面支承方式等等。簡化后的計算模型如圖2所示。

 
圖2 氦氣輪機轉子計算模型

       2.2 網格劃分

       采用以六面體單元為主并用四面體單元過渡的辦法劃分網格，共劃分了38676個節點和141928個單元。

       2.3 邊界條件

       徑向電磁軸承用多種支承剛度和阻尼來模擬，同時約束不考慮的扭振和軸向振動等振型。

       2.4 材料屬性

       氦氣輪機轉子主要由三種材料組成。高/低壓壓氣機輪盤、葉片材料均為TC11，渦輪盤材料為GH698，渦輪轉子葉片材料為K405，聯接軸的材料為1Cr12Ni2WMoVNb。對氦氣輪機轉子根據其不同組成部件輸入不同的材料特性參數。

3.臨界轉速與振型計算

       3.1 “自由一自由”狀態下轉子臨界轉速和振型

       電磁軸承轉子系統是一種主動控制行為，當電磁軸承轉子系統處于ABS控制狀態時，轉子近似處于自由一自由狀態。讓電磁軸承的支承剛度和阻尼都為零，計算“自由一自由”狀態轉子的臨界轉速和振型，如圖3所示。

 
圖3 氦氣輪機轉子“自由一自由”狀態下臨界轉速與振型

       3.2 電磁軸承支承方式下轉子臨界轉速和振型

       電磁軸承是一種變剛度、變阻尼支承方式，與轉子的轉速無關，只與擾動頻率有關。由于結構設計時電磁軸承的結構設計還有很多不確定因素，并且氦氣輪機這樣的柔性較大的單轉子結構，研究不同支承剛度條件下轉子的臨界轉速對總體結構設計具有重要意義。根據資料以及法國S2M公司的有關網絡資料，電磁軸承的支承剛度一般不超過30000N/mm，阻尼一般為10-15000Ns/m。計算時給定各種不同的支承剛度，忽略阻尼。給定的12個支撐剛度值分別為：1000、2000、3000、4000、5000、6000、7000、8000、9000、10000、15000、20000N/mm，保護軸承的支承剛度給定為108N/mm。

       圖4為當電磁軸承支承剛度為5000N/mm時，工作轉速(15000r/min)范圍內的坎貝爾圖，圖5為當電磁軸承支承剛度為5000N/mm時，前四階臨界轉速的振型圖。圖6為氦氣輪機轉子在不同支承剛度條件下的臨界轉速。

 
圖4 氦氣輪機轉子電磁軸承支承方式下臨界轉速坎貝爾圖(k=5000N/mm)

 
圖5 氦氣輪機轉子電磁軸承支承方式下前四階振型圖(k=5000N/mm)

 
圖6 氦氣輪機轉子在不同支承剛度下的臨界轉速

**注：圖中臨界轉速都是指正向渦動臨界轉速

       從圖4、圖5和圖6中可以看出，氦氣輪機轉子在達到工作轉速時，要通過四階臨界轉速，其中前二階為剛體平動和擺動模態，后兩階為彎曲模態。另外，在較低階臨界轉速（第1階、第2階），不同的支承剛度對臨界轉速有較大的影響，而在較高階臨界轉速下，特別是第4、5階臨界轉速，支承剛度的變化對臨界轉速幾乎沒有影響。

       氦氣輪機轉子的工作轉速為15000r/min，根據對臨界轉速的計算結果，得到工作轉速對向下臨界轉速的安全裕度為18.1%，對向上臨界轉速的安全裕度為78.2%。

4.穩態響應分析

       由于氦氣輪機轉子是跨多階臨界轉速的柔性轉子，柔性轉子在動態情況下的變形是我們非常關心的問題。為了解氦氣輪機轉子在不平衡力作用下的動力學響應特性，特別是在不同頻率下的響應特性，對氦氣輪機轉子進行穩態情況下的諧波響應計算和分析是非常必要的。在本文的計算中，認為氦氣輪機轉子在穩態情況的不平衡響應只是由于動不平衡力引起的。

       4.1 氦氣輪機轉子剩余不平衡量的確定

       平衡柔性轉子時，除了設法消除或減小轉子上的不平衡力和不平衡力偶外，還需消除或減小振動位移，對于柔性轉子不能用不平衡量的大小來評價其平衡性的好壞，而主要應該以轉子的振動大小（位移、速度、加速度）來衡量。但實際生產中，柔性轉子在低轉速時仍按剛性轉子進行動、靜平衡，并且，有的柔性轉子可以用剛性轉子的平衡法進行平衡，所以，仍需規定按剛性轉子平衡的剩余不平衡量。考慮到穩態響應計算目的是了解剩余不平衡力的大小對轉子振動位移的影響程度，所以，本文按剛性轉子的剩余不平衡量來計算實際柔性轉子的穩態頻率響應。

       根據氦氣輪機的工作特性，選定轉子動平衡精度等級為G1級，氦氣輪機轉子重量約為570kg，轉子工作轉速為15000r/min。計算得到的氦氣輪機轉子剩余不平衡量為42gcm，去重（配重）點選在低壓壓氣機第一級輪盤和渦輪第六級輪盤的配重設計點處。

       4.2 穩態響應計算結果

       從圖6的計算結果可以看出，支承剛度的變化對轉子臨界轉速的影響很小，特別是在高階臨界轉速情況下，支承剛度的變化對臨界轉速幾乎沒有影響。在穩態響應計算中，取電磁軸承支承剛度為5000N/mm進行計算。為保證不遺漏最大位移對應的頻率點，取搜索頻率的載荷步為SHz，表1為不平衡響應計算結果。

表1 不平衡響應計算結果

 

5.結論

       1)對處于自由一自由狀態的氦氣輪機轉子臨界轉速計算表明，工作轉速范圍內存在一階剛體模態和兩階彎曲模態。

       2)對隨轉速變化支承剛度條件下氦氣輪機轉子臨界轉速的計算結果，工作轉速對向下臨界轉速和向上臨界轉速的安全裕度分別為18.1%和78.2%。氦氣輪機轉子的安全裕度足夠。

       3)由于氦氣輪機轉子為柔性轉子，轉子在達到工作轉速過程中要先后通過四階臨界轉速，其中包括兩階剛體模態（平動和搖擺）和兩階彎曲振型（一彎和二彎）的臨界轉速。

       4)在給定的動平衡精度下，對氦氣輪機轉子的穩態不平衡響應計算結果表明：轉子的穩態響應并不大，最大變形只有0.043mm。