高进，郭勇，李溶江，何江南，陈延强

(东方汽轮机有限公司，四川 德阳，618000)

0 引言

由于受排汽结构的限制，大型汽轮机轴系转子尤其是低压转子的外伸段较长。具有长外伸段或外伸段不长但转动惯量大的转子在高速旋转时，外伸段容易发生变形，俗称 “甩轴”现象， 会导致大的周期振动[1-2]，给转子厂内高速动平衡带来困难[3-7]。解决办法是在外伸段增加辅助支承[3-5]。由于辅助支承几何结构复杂，不少学者采用了三维有限元软件分析其动力学特性[8-12]。然而，工程实际中高速动平衡试验台需要进行不同额定转速汽轮机

作者简介：高进 （1985-），男，工学博士，工程师，主要从事旋转机械的强度和振动研究工作。转子的动平衡，其对辅助支承在不同试验转速范围内的动力学特性有不同的要求。本文为350 t动平衡试验台设计的辅助支承，其L型导轨水平向宽度长达6 600 mm。为了使辅助支承的重量轻且具有优良动力学特性，使其能满足25 Hz、50 Hz和60 Hz转子高速动平衡试验，本文通过对公司已投运的动平衡试验台辅助支承的计算模态和实测数据进行了分析，并结合反馈的投运情况，提出了辅助支承动力特性的设计原则。同时，对新设计的350 t动平衡试验台辅助支承模态频率和动刚度进行了三维有限元计算，计算结果表明设计的辅助支承结构具有优良的动力学特性。

1 350 t动平衡试验台辅助支承设计方法

350 t动平衡试验台辅助支承中心高3 060 mm，较原250 t动平衡试验台辅助支承中心高增加510 mm，L型导轨水平向宽度6 600 mm，较原250 t动平衡试验台辅助支承L型导轨水平向宽度增加960 mm，由于L型导轨水平向宽度增加将大大降低辅助支承的天地方向刚度，所以350 t动平衡试验台辅助支承需要在原250 t动平衡试验台辅助支承结构的基础上进行刚度加强。为了保证350 t动平衡试验台辅助支承既具有良好的动力学特性又有较轻的重量，本文的设计方法是采用大量焊接的镂空支承板作为天地方向和横向的主要支承，在主体支承结构确定后再通过改变支承板的厚度来调整辅助支承动力学特性。为了方便更换轴承座部分，其与辅助支承主体的连接设计为可拆卸的螺栓连接结构。

2 350 t动平衡试验台辅助支承计算模型

图1是350 t动平衡试验台辅助支承三维模型，可见其主体的支承结构采用了焊接的镂空钢板，本文采用三维有限元法对厚度分别为25 mm、28 mm和30 mm主支承钢板方案的动力学特性进行了分析。辅助支承为碳钢材质，密度为7.85×103kg/m3，弹性模量取为 2.0×1011Pa，泊松比为0.3。

图1 350 t动平衡试验台辅助支承模型

图2为350 t动平衡试验台辅助支承的三维有限元模型，其同样采用二次单元（20节点六面体及10节点四面体）进行网格划分。

图2 350 t动平衡试验台辅助支承有限元模型

3 模态计算结果及分析

3.1 辅助支承模态频率计算结果

350 t动平衡试验台辅助支承方案1～3的模态频率计算值见表1，可见增加钢板厚度可提高辅助支承各阶模态频率。

表1 350 t动平衡试验台辅助支承各阶频率

3.2 辅助支承模态频率计算结果分析

为了避免辅助支承在试验转速范围内发生共振，要求其模态频率与工作转速有合适的避开率。对于25 Hz、50 Hz和60 Hz转子，考虑其超速120%，辅助支承模态频率避开率为±10%时应避开的频率范围如表2所示。

表2 25 Hz、50 Hz和60 Hz转子辅助支承需避开的频率范围（设计转子超速为120%，避开率为10%）单位：Hz

表3列出了已投运的250 t动平衡试验台辅助支承（见图3）前4阶固有频率及对应的振型，可见计算值和实测值基本吻合。该已投运的辅助支承的水平（124 Hz）和天地方向（96 Hz）模态频率皆满足1倍频避开率，而水平方向模态频率不满足2倍频避开率。而多年投运情况表明，该辅助支承的动力学特性优良，并没有出现明显的水平方向2倍频振动，这是由于在高速动平衡时，辅助支承上主要是水平和天地方向的1倍频激励，轴向和2倍频激励很小。可见，辅助支承的设计中最重要的原则是使水平和天地方向模态频率符合1倍频避开率。而从表1可见350 t动平衡试验台辅助支承各方案模态频率都满足上述原则。

图3 已投运的250 t动平衡试验台辅助支承

表3 已投运250 t动平衡试验台辅助支承各阶模态频率值

4 辅助支承动刚度分析

动刚度是引起单位振幅所需要的动态力，其表征结构抵抗动态交变外力产生变形的能力，是系统输入和响应的比值，与激励形式无关。辅助支承本身的动刚度特性直接影响着转子的动平衡试验及临界转速的测量，所以需要对其动刚度进行分析。

辅助支承的动刚度分析通过三维有限元的谐响应的分析得到，同样采用图2所示的有限元模型，在轴承座下半加载单位轴承载荷进行谐响应分析。分析中取计算频率范围为0～120 Hz，每隔1 Hz计算一次响应。

350 t动平衡试验台辅助支承动刚度幅值见图4，可见天地方向动刚度值大于水平方向。各方案水平和天地方向的动刚度在工作转速范围内都大于1 GN/m，且刚度值稳定，说明其动刚度特性优良。同时可见已投运的250 t动平衡试验台辅助支承水平和垂直方向动刚度幅值大于350 t动平衡试验台辅助支承的方案1而小于方案2和方案3。

图4 辅助支承动刚度幅值计算值

5 结论

本文研究了350 t动平衡试验台辅助支承动力学特性的分析设计方法，研究结果表明：

（1）通过对已投运的250 t动平衡试验台辅助支承的模态频率实测值和投运情况的分析，表明在辅助支承设计中最重要的原则是使水平和天地方向模态频率符合1倍频避开率；

（2）通过采用大量焊接的镂空支承板作为天地方向和横向的主要支承，新设计的350 t动平衡试验台辅助支承各方案模态频率都满足水平和天地方向模态频率1倍频避开率；

（3）新设计的350 t动平衡试验台辅助支承各方案水平和天地方向的动刚度在工作转速范围内都大于1 GN/m，其动刚度特性优良。综合考虑辅助支承的成本和动力学特性，350 t动平衡试验台辅助支承宜采用方案2。