多支承转子-轴承系统试验台动力学设计

    由多个滑动轴承支承的高速转子是大型旋转机械的核心部件,广泛应用于电力、核能、机械、石化、航天等部门。近年来,这类机组在运行中经常出现故障,不稳定因素随时存在[1]。这类设备多跨轴系通过不同类型的联轴器连接,共同支承在多个不同类型的滑动轴承上,构成典型的多支承轴承2转子超静定系统[1,2]。与单跨轴承转子系统相比,多支承轴承转子系统的动力学特性更为复杂,对此类机组进行研究分析,不仅要掌握系统的单跨特性,还必须解决多跨多支承系统特有的重要问题[2]:

    1)由多滑动轴承支承所引起的静不定系统轴承负荷分配问题。多支承转子轴系统轴承负荷发生变化将引起转子系统的剧烈振动,导致重大事故发生。

    2)多跨系统各跨转子之间的耦合效应。多支承轴承2转子系统各跨转子通过联轴器耦合后,系统的负荷分配、固有频率、稳定性等均发生不同程度的改变。

    3)多支承轴承2转子系统稳定性分析。

    1　试验台设计方案

    本试验台的主要功能是实现多支承转子轴承系统振动监测和机械故障诊断。利用多传感器信息融合技术[3],对表征机组运行状态的关键参数(振动,载荷分配)进行监测,并进行机组运行状态估计,为轴系运动稳定性控制和故障识别及预防提供定性的理论依据。为实现上述功能,试验台设计不仅要具备物理及机械结构特性相似,还应具备动力特性相似[4]。

    1)结构相似。为模拟多支承转子2轴承系统机械结构,试验台设计为典型的四跨八滑动轴承支承结构。从电机端起,试验台四跨转子分别模拟汽轮发电机高中压转子、低压转子、发电机转子和励磁机转子。

    2)动力学相似。轴系的临界特性将对系统带来巨大的强迫振动,系统的稳定性,不平衡响应等动力学特性将会有强烈的改变。为充分揭示多支承轴承2转子系统的动力学特性,本试验台前三跨转子一、二阶临界转速主要参考实际300 kW汽轮发电机组临界转速而设计,参见表1;第四跨临界转速较高,设计用来进行单跨高速试验。

    3)试验台结构模型能够适应现代的计算方法和计算工具。

    2　系统动力学建模

    广义上讲,轴承转子系统的动力学运动微分方程式可以表示为: 

    式中:[M],[C],[K]为系统质量、阻尼和刚度矩阵;[Z]为系统广义坐标矢量;{F}是广义外力。

    要计算转子2轴承系统的动力学参数,其本质是求解方程(1)的特征值和特征响应问题[4]。求解方法主要有传递矩阵法和有限元法两种。笔者采用有限元计算方法。