文章编号：1004-3918（2009）10-1258-03
河南科学
HENANSCIENCEVol.27No.10Oct.2009
60万千瓦汽轮发电机模拟机组弹性阻
尼支承理论分析及计算
关秀芬1，蒋文娟2，付汝楫3
（1．中州大学，郑州450005；2．郑州华信学院，郑州450000；3．郑州机械研究所，郑州450052）摘
要：对60万千瓦汽轮发电机模拟组弹性阻尼支承进行了研究，开发研制了计算机程序，计算分析表明，该程序
可应用于多质量多支承变截面的大挠性转子系统的计算.关键词：模态阻尼；汽轮发电机；减振阻尼支承中图分类号：TH123+3
文献标识码：A
大型汽轮发电机组、燃气轮机组、透平压缩机组、工业汽轮机、离心泵等，每分钟转速由几千转，上升到上
万转，有的转子是超一阶临界转速运行，有的是超二阶临界转速运行.此类大柔性转子振动和稳定性问题是保证机组安全可靠性和寿命的重要技术关键问题之一.若解决不好轻则使机器零部件振松、磨坏，重则可能造成机飞人亡的重大事故.为此，除了在结构设计上正确确定临界转速、合理选择轴承型式、参数、仔细地加工装配及精密的转子动平衡、以减少激振力来源以外，在近代旋转机器上广泛地采用弹性阻尼支承.
1弹性阻尼支承的作用
1）平稳地通过转子临界转速及支承座—基础共振区，减少共振的危害.
2）减少机器由于叶片断裂及转子上零件松动而使不平衡力突然增大而引起的危害.
3）抑制转子-轴承系统自激振动.例如油膜振荡、蒸汽振荡及干摩擦引起的自激振动等，提高转子系统的稳定性.在设计弹性阻尼支承时，首先碰到的问题是如何正确选择弹性阻尼支承的阻尼系数和刚度系数.
2弹性阻尼支承主要参数的选择原则
本文结合60万千瓦汽轮发电机模拟机组弹性阻尼支承作为实例，提出了考虑轴承刚度和阻尼的振型叠代求解方法，以及根据振型规格化加载求多支承转子系统的各阶共振放大因子或模态阻尼，并提出按转子-支承系统各阶共振放大因子最大值最小或各阶模态阻尼最小值最大的判别准则来确定弹性阻尼支承的参数.
由于转子各点振动的幅值与不平衡的振型分量、振型函数与振型放大因子有关.又由于转子不平衡量軃（z）与材料加工，装配精度及动平衡精度有关，带有随机性.因此，我们只能在转子不平衡的的大小及分布a
軃r保持一定值的情况下軃r=1（例如a）来分析比较转子-支承系统减振能力的优劣.为各阶分量相同条件下即a
此我们提出弹性阻尼支承主要参数的选择原则是：①各阶振型放大因子的最大值最小或相应的各阶振型的阻尼（即模态阻尼）最大.对于实际工程问题通常只需要取前二阶或前三阶.②应当满足转子-轴承系统稳定性条件.即在转子最高转速以下的整个转速范围内不失稳.
首先是根据放大因子最小或模态阻尼最大的原则来选定弹性阻尼支承的参数，然后再将选定后的参数进行稳定性计算、分析看是否满足稳定条件.关于转子-轴承系统稳定性的计算分析，我们还采用旋转失量轨迹和变固有值计算法在进行研究，编制了计算机程序[1].
对于用滑动轴承支承的转子，如果转子的最高转速低于其第一阶临界转速的二倍，一般不需校核其稳定性，因为大量的研究工作表明，在这种情况下系统是稳定的[2-4].
收稿日期：2009-02-16
作者简介：关秀芬（1951-），女，河南扶沟人，教授，从事计算机软件及转子动力学研究.
2009年10月关秀芬等：60万千瓦汽轮发电机模拟机组弹性阻尼支承理论分析及计算
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360万千瓦汽轮发电机模拟机组弹性阻尼支承计算
为了验证上述计算分析方法，我们以60万千瓦汽轮发电机模拟机组的励磁端外伸部分，用弹性阻尼支承的参数选择计算作为计算实例，开发研制了临界转速及轴系不平衡响应、轴系稳定性及减振阻尼支承最佳参数选择的3个计算机程序，通过计算给出了相应的计算分析结果.
根据上海电机厂担供的转子尺寸及原始参数，60万千瓦汽轮发电机模拟机组转子总长9475mm，其中汽励外伸部分长2185mm，两个主轴承间跨距6330mm.转子总重36848kg，其中励磁端外伸部分长960mm，端外伸部分重2038kg，转子共有三个轴承都是椭圆滑动轴承，两个主轴承，一个Φ360mm另一个Φ450mm，励磁端外伸部分小轴承Φ200mm，是一根三支点转子.现在的问题是转子轴承，轴承箱的结构尺寸已给定，如何选择励磁端外伸部分，轴承下的弹性阻尼支承的刚度和阻尼使得减振效果最好.3.1转子-轴承系统力学模型（见图1）K1，C1；K2，C2为主轴承油膜刚度和阻尼系数；K3，C3为小轴承油膜刚度和阻尼系数.
在计算中未考虑油膜的交叉刚度和交叉阻尼.M1，M2为主轴承座的参振质量；M3为小轴承座的参振质Kp1，Kp2为主轴承座的支承静刚度；Kp3，Cp3为弹性支承的刚量；
度和阻尼系数.
计算时将60万千瓦模拟机组可分为47个节点，其中第2点，第31点为主轴承，第43点为弹性阻尼支承.3.2无阻尼临界转速及振型的计算
K1
M1Kp1
C1
K2
M2Kp2
C2
K3
M3Kp3
C3
图1转子-轴承系统力学模型
Fig.1Themoldofmechanicsoftherotating-bearingsystem
计算时给定主轴承油膜刚度：K1=K2=2.5×106kg/cm；轴承油膜阻尼：C1=C2=0；主轴承座参振质量：M1=M2=14.8kg·s2/cm；主轴承座静刚度：Kp1=Kp2=5.62×106kg/cm；小轴承油膜刚度：K3=2×105kg/cm；小轴承阻C3=0；弹性阻尼支承振动参振质量：M3=65.7×10-3kg·s2/cm；弹性阻尼支承阻尼系数：Cp3=0.尼：
上述参数的选定参考20万，30万千瓦机组轴系计算数据及60万千瓦机组轴承计算数据，振动转子质量是实际称出来的.在弹性阻尼支承的刚度Kp3取不同数值时的无阻尼临界转速及振型计算结果（见表1）.3.3
阻尼强迫振动计算
计算时给定：K1=K2=2.5×106kg/cm；C1=C2=1.3×104kg·s/cm；M1=M2=14.8kg·
表1计算结果
Tab.1CalculatingresultsKp3（/kg/cm）临界转速（/r/min）
6
1×101504；4002；
5
1×101499；3864；
4
2．2×101487；2852；4034；
3
1×101463；2246；4028；
2
1×101460．5；2214；4027
s2/cm；Kp1=Kp2=5.62×106kg/cm；K3=2×105kg/cm；C3=2.5×103kg·s/cm；M3=65.7×
10-3kg·s2/cm.
当弹性阻尼支承的刚度Kp3，阻尼Cp3改变时，计算出60万千瓦模拟机组转子的共振转速，振型放大因子，从而确定Kp3，Cp3的合理取值.从无阻尼临界转速计算中可以看到相邻的2个临界转速相隔较远，振型之间的耦
合不强.为了求一阶振型，共振转速及放大因子，我们对按振型加载的方法作了近似处理即在主跨中间第20点处加载0.1kg·s2.第20点位于主跨二阶振型的节点，故对二阶振型影响很小，而对一阶振型影响较大.另外，为了补偿掉励磁端外伸部分一阶振型对主跨一阶振型的影响，根据振型曲线在外伸末端第47点再加载0.1×10-2kg·s2，然后用轴系阻尼强迫振动计算程序计算.
1）若励磁端外伸轴承只用弹性支座而没有阻尼，即Cp3=0.Kp3=3.5×105kg/cm是非阻尼支承座即普通刚性支座时刚度实测数据.Kp3=2.2×104kg/cm是阻尼支承弹性环的刚度实测数据.
从表1中可以看到考虑主轴承有阻尼的临界转速比无阻尼临界转速要高一些.另外，外伸轴承座刚度愈小，轴振动愈大.当Kp3≤1×103kg/cm甩尾巴现象较显著.
2）转子-轴承系统其它条件不变，只改变励磁端外伸用的弹性阻尼支承的刚度Kp3，Cp3，以观察其对主跨一阶共振的影响（结果见表2）.
3）Kp3，Cp3对外伸端一阶共振的影响在外伸末端第47点加载后分别计算：Kp3=0.1×104和2.2×104kg/cm，的情况，当Cp3≥500kg·s/cm时，在4000r/min以下不出现外伸端一阶共振．
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河南科学
第27卷第10期
表2Kp3，Cp3对主跨一阶共振的影响
Tab.2Theeffectofthefirstresonanceforthemainshaft
Cp3（/kg·cm-1）N（）1无量钢Cp3（/kg·cm-1）N（）1无量钢Cp3（/kg·cm-1）N（）1无量钢Cp3（/kg·cm-1）N（）1无量钢
012.750
10010.91001007.6*1008.2*
5009.565008.705008.665008.91
1000400010.2
10.4
结果分析
根据60万千瓦模拟机组弹性阻尼支承计算
的结果可以看到：
1）在励磁端外伸部分加一个轴承减少转子振动，防止甩尾巴现象是有效的．如果外伸端支承只有弹性而没有阻尼的话，则其刚度愈大，减振效果愈好．
如果用的是弹性阻尼支承则情况并非如此，存在有最佳刚度和阻尼值．从放大因子最小及外伸端轴承振动小来看Kp3=1×102～1×103kg/cm，Cp3=500kg·s/cm比较合适.
Kp3=2.2×10kg/cmKp3≤1×10kg/cmKp3≤1×10kg/cm
23
4
100040009.75
10.70
14.40*8.5*015*
100040009.75
10.4
Kp3=0纯阻
尼支承
100040009.75
10.4
2）为了比较减振效果，将有弹性阻尼支承的情况和用普通刚性支座的情况即：Kp3=3.5×105kg/cm，Cp=0进行对比，根据弹性阻尼支承原设计的刚度：Kp3=2.2×104kg/cm，而阻尼系数Cp3在100~4000kg·s/cm范围内变化时，在一阶共振区振动将减小10%~20%.但是，如果Cp3=0，轴振动反而加大6%.
如果将弹性阻尼支承的刚度大大减小取Kp3=1×102-1×103kg/cm，而阻尼系数Cp3=500kg·s/cm，在一阶共振区的轴振动将减小30%左右.3）若采用弹性阻尼支承，其弹性加大，主跨一阶临界转速减少；而阻尼加大，临界转速升高，但总的变化不大，只有4%左右的变化.
上述结果已由60万千瓦模拟机组现场试验得到了验证.
4结论
通过对60万千瓦汽轮发电机模拟机组的励磁端外伸部分的计算分析实例验证，得出以下结论：本文提
出了一个切合工程应用的，用于多质点变截面大挠性转子的弹性阻尼支承的理论分析及计算方法，用该理论
为控制旋转机械轴系的振动和弹性阻尼支和编制的计算机程序能够给出定量的分析.此方法具有一般性，
承结构的合理设计提供了依据.参考文献：
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1974，96（2）：506－517．
［3］SternlichtB，LewisP.Vibrationproblemswithhigh-speedturbomachinerytrans［J］．OftheASME，JournofEngrgforIndustry，
Febr，1968：174－186.
［4］AlfordJS.Protectingturbomachineryfromself-excitedrotorwhirljourn［J］．OfEngrgforPower，1965，87：333－334.
CalculationandTheoreticalAnalysisofFlexibleDampingSupport
forSimulatedMachineGroupof600MWTurbogenerator
GuanXiufen1，JangWenjuan2，FuRuji3
（1．ZhongzhouUniversity，Zhengzhou450005，China；2．HuaxinCollege，Zhengzhou450000，China；
3．ZhongzhouResearchInstituteofMechanicalEngineering，Zhengzhou450052，China）
Abstract：Inthispaper，wehavemadeacomputerprogramtoresearchandcalculateofflexibledampingsupport
forsimulatedmachinegroupof600MWturbogenerator．Itcanbeusedforparametersoptimumoptionofmulti-supportandmulti-massrotorsystemintheflexibledampingsupportcalculation．
Keywords：modaldamping；turbogenerator；rotorsystemflexibledampingsupport
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