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摘要：利用有限元法计算了带有尾气透平的某型压缩机转子动力特性，现场动平衡表明了计算的正确性；分析了尾气透平对整个转子力学特性的影响，发现转子在联轴器和尾气透平处具有不平衡敏感性，经常引起机组振动超标，在自动平衡试验的基础上，采用主动平衡技术的解决方案。
关键词：离心式压缩机 尾气透平 临界转速 不平衡响应 主动平衡
中图分类号：TH452 文献标识码：B
文章编号：1006-8155（2005）05-0047-04
Abstract： Using finite element method, rotor dynamic characteristics of a centrifugal compressor with tail gas turbine are calculated, which is verified by field balance. Further investigation is done on the effect of dynamic characteristic of tail gas turbine for the compressor rotor. A unique feature is discovered that the unbalance response at the coupling and tail gas turbine is very sensitive, thus, the solving plan of auto-balancing is brought forward on the basis of auto balancing test.
Keyword: Centrifugal compressor Tail gas turbine Critical speed Unbalance response Auto-balancing
1 引言
利用生产过程中化学反应释放出大量高温高压尾气的热能和动能来降低消耗，达到降低生产成本，提高能量综合利用水平和企业效益的目的，文献[1,2]表明，采用此技术可为厂家年节省数百万元。尾气的回收处理有多种途径[1,2]，其中一种是设计空气压缩机时将尾气膨胀透平直接与压缩机连成一体，以此作为空气压缩机的辅助动力。这种方式的好处就是结构紧凑，无需专门的透平机械。缺点是对压缩机的设计要求很高，尤其应考虑到联轴器和尾透处是产生机器振动和失稳的最主要根源[3，4]。本文针对某实际空气压缩机采用的有限元方法作动力特性计算分析，计算了转子的前三阶临界转速和不平衡响应。现场动平衡和超速试验表明了计算的正确性，得出了联轴器和尾气透平处是不平衡最敏感地方，还进一步分析了其它影响因素，提出了采用主动平衡技术的解决方案。
2 转子模型的建立
图1为转子结构示意图。建立梁模型，转子总长为1730mm，总质量245.3kg支撑跨度为1190mm，分成124个节点，123个梁单元，图2为转子有限元模型图。
3 临界转速和不平衡计算
按照转轴室温下的弹性模量2.23×1011Pa，密度7.87×103 kg/m3计算。根据ISO1994平衡等级G2.5[6]，转子质量245.3kg ，计算各关键节点的单峰值见表1和表2。
3.1 临界转速计算
按照作用在进气端轴承和排气端的轴承力 [5]进行插值计算。计算结果：一阶临界转速6840r/min；二阶9990 r/min；三阶22980 r/min。从现场动平衡及超速试验可以看出前二阶分别约为7000 r/min和10000 r/min，与计算值非常吻合(见图3)，由于动平衡试验的转速小于16000 r/min，三阶无法比较。
3.2 不平衡响应计算
表1 各节点的单峰振幅 μm
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节点 |
加载2号节点 |
加载57号节点 |
加载120号节点 |
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第一峰值振幅 |
第二峰值振幅 |
第三峰值振幅 |
第一峰值振幅 |
第二峰值振幅 |
三阶峰值振幅 |
第一峰值振幅 |
第二峰值振幅 |
第三峰值振幅 |
|
2 |
35.0 |
9.73 |
57.2 |
89.4 |
3.30 |
18.2 |
90.5 |
17.0 |
55.0 |
|
14 |
12.9 |
3.45 |
103 |
34.9 |
1.24 |
2.27 |
35.3 |
6.50 |
7.55 |
|
57 |
89.4 |
3.32 |
18.2 |
251 |
8.98 |
2.80 |
254 |
46.5 |
21.5 |
|
97 |
10.5 |
3.90 |
128 |
29.2 |
10.6 |
4.92 |
30.9 |
70.1 |
15.8 |
|
120 |
90.5 |
17.0 |
54.9 |
254 |
46.5 |
2.15 |
252 |
305 |
23.0 |
|
注：2. 联轴器 14. 进气端轴承 57. 中间叶轮处 97. 排气端轴承 120. 尾气透平 |
表2 工作转速下的各点振幅 μm
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加载位置 |
2号节点 |
14号节点 |
57号节点 |
97号节点 |
120号节点 |
|
2号节点 |
28.8 |
9.27 |
1.40 |
0.6 |
0.2 |
|
57号节点 |
1.40 |
0.66 |
3.47 |
1.62 |
0.6 |
|
120号节点 |
0.17 |
0.4 |
0.6 |
6.72 |
27.3 |
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注：2. 联轴器 57. 中间叶轮处 120. 尾气透平 |
4 尾气透平对转子不平衡响应的影响
转子不平衡计算目的之一是确定转子沿轴向不平衡的灵敏度[7]。根据文献[8]的两个标准：
根据表1和表2，转子在工作转速范围内，即使在振幅最大（27.3<36.5）的尾气透平处亦可满足标准①，但工作转速时转子最大振幅与轴承处振幅之比大于2.5，例如，尾气透平处与排气端轴承处振幅之比。在过共振区时，若不考虑进入共振区已经为非线性振动，两标准更不满足，当然实际情况是轴承在共振区已为非线性振动，再按照两标准，意义不大。实际上对于具有悬臂的转子，通常是难以满足上述准则的，因此，如果是不满足的情况，文献[8]认为，由于理论计算和实际情况有别，上述标准可以适当放宽些。以下就对显著影响该因素作一分析。
4.1 尾气透平悬臂长短的影响
计算是不改变轴承参数，不对大小不变的不平衡响应峰值进行平衡。根据表1和表3可以看出，减小悬臂长度会使共振峰值降低50%～70％，但工作转速处的变化却很小。
4.2 尾气透平质量的影响
为了比较，计算时在不改变其它条件下，增大尾气透平质量后各点的峰值。表4中数据是在尾气平透处增加5kg，而且在其它条件不变的情况下得出的，可以看出：增大质量共振峰值则大，但工作转速处变化仍不显著。
表3 减小30mm后各节点的单峰值 μm
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节点 |
加载2号节点 |
加载57号节点 |
加载117号节点 |
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第一峰值振幅 |
第二峰值振幅 |
第三峰值振幅 |
第一峰值振幅 |
第二峰值振幅 |
第三峰值振幅 |
第一峰值振幅 |
第二峰值振幅 |
第三峰值振幅 |
|
2 |
28.0 |
165 |
580 |
75.0 |
2.0 |
18.0 |
52.1 |
86.4 |
65.8 |
|
14 |
10.59 |
66.4 |
100 |
29.4 |
0.8 |
2.10 |
20.4 |
3.0 |
8.35 |
|
57 |
75.0 |
2.0 |
17.8 |
210 |
5.0 |
2.76 |
146 |
23.5 |
2.5 |
|
97 |
11.5 |
2.22 |
124 |
31.4 |
5.8 |
4.65 |
22.5 |
63.3 |
18.0 |
|
117 |
52.0 |
8.66 |
65.9 |
146 |
23.5 |
2.5 |
102 |
249 |
27.0 |
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注：2. 联轴器 14. 进气端轴承 57. 中间叶轮处 97. 排气端轴承 117. 尾气透平 |
表4 在120号节点（尾气透平）增大5kg后各节点的单峰值 μm
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节点 |
加载2号节点 |
加载57号节点 |
加载120号节点 |
|
第一峰值振幅 |
第二峰值振幅 |
第三峰值振幅 |
第一峰值振幅 |
第二峰值振幅 |
第三峰值振幅 |
第一峰值振幅 |
第二峰值振幅 |
第三峰值振幅 |
|
2 |
41.6 |
173 |
533 |
110 |
6.32 |
15.0 |
144 |
24.0 |
36.4 |
|
14 |
15.0 |
69.4 |
92.5 |
43.1 |
2.71 |
1.50 |
56.3 |
10.5 |
4.19 |
|
57 |
110 |
6.3 |
15.0 |
309 |
17.4 |
2.65 |
404 |
66.0 |
0.1 |
|
97 |
6.5 |
5.38 |
120 |
18.3 |
14.8 |
3.95 |
22.5 |
59.0 |
10.7 |
|
120 |
144 |
24.0 |
36.5 |
404 |
66.0 |
1.2 |
538 |
262 |
17.1 |
4.3 轴承参数的影响
根据有关文献和笔者的计算，增大轴承刚度，临界转速增大，尤其二阶临界转速变化显著，轴颈的共振幅值减小，但传递给基础的力增大。近年来，机械设计工程师已经倾向于将转子－轴承－基础的整体综合考虑作为目标，力图保证整机的力学性能最优，显然，盲目地增加支撑刚度，会造成机器振动加剧，显然不可取。
5 不平衡敏感处的讨论
目前，该离心压缩机在实际运行中，经常振动超标报警，为安全起见，只能降低额定功率运行，造成经济损失增加。为了确定不平衡的敏感位置，笔者给出转速与频率关系图（图4），从图4可以看出，在0～600Hz（0~36000r/min）时，转子有四阶共振区，并且一、二和三、四阶之间比较接近，工作转速在二、三阶之间，这同上述的计算结果一致，即工作转速离共振区有足够的裕度，但从图5和图6分别为在联轴器和尾气透平加不平衡量为残余不平衡大小的响应曲线可以看出：在联轴器处的不平衡，在靠近联轴器处和检测点处激起的是一、三、四阶，使得工作转速处的振幅处于曲线的上升区段，当由于负载的变化导致工作转速有一定的浮动，再加上联轴器处不平衡和不对中等影响，在联轴器处不平衡响应显得敏感就不难理解了；而在尾气透平处不平衡激起的是一、二、四阶，而且二阶共振非常显著，工作转速处在二阶共振点的下降区段，同样工作转速的变化和尾气透平处是高压高温气体，可能温度不均导致临时热弯曲，因此尾气透平处也是不平衡较敏感地方；以上均与实际较吻合，为问题的解决提供了科学依据。针对联轴器和尾气透平处具有随机不平衡的特点，拟采用主动平衡技术。
6 应用实例
图7即为模型压缩机安装电磁平衡调节器后的示意图。平衡调节器的位置是假定该机组运行中可能出现的最大不平衡为计算依据，以最佳的校正平面为目标，再结合实际位置限制和可能受到的干扰等因素综合确定的。根据计算，左平衡环的最大设计平衡量为1500g·mm，右平衡环的最大设计平衡量为 2500g·mm。
7 结论
分析了带有尾气透平的离心压缩机的动力特性，分析表明：在设计同类型的转子结构时，要充分注意到尾气透平所引起的动力特性改变，尽量缩短悬臂长度，减小尾气透平的质量，必要时可以考虑在尾气透平处再加一个支撑；同时要综合考虑各支撑的轴承参数的优化设计。并通过在不同位置加不平衡，其不同位置具有不同的响应曲线，找出该类型转子存在不平衡敏感的位置，在自动平衡试验台获得满意振动控制效果的情况下，提出自动平衡的解决方案。
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