軸承參數對某壓縮氣體儲能項目轉子動特性的影響

趙先波，覃小文，曹寒，王娟麗，周嘉，王鑫

（東方電氣集團東方汽輪機有限公司，四川 德陽，618000）

1 前言

“雙碳” 目標的實現，需建設以可再生能源為主體的新型電力系統，而可再生能源受限于自然條件，具有較大的波動性與間歇性，大規模并網會影響電網的安全穩定運行，導致其利用率受限，制約行業發展。在此背景下，由于新型高效的儲能系統能夠顯著增強可再生能源電力系統穩定性，將儲能技術與可再生能源發電相結合，是實現未來可再生能源大規模應用的重要手段。

2022 年，國家發展改革委、國家能源局印發《“十四五”新型儲能發展實施方案》，《實施方案》清晰規劃和全面部署了大規模壓縮氣體儲能技術工程化應用發展路徑。

某壓縮氣體儲能項目中，高壓離心壓縮機轉子轉速12 042 r/min，重約540 kg，采用紅套5 級葉輪的單軸結構。由于高壓壓縮機轉子設計轉速較高且尺寸小、重量輕，而轉子自身跨距較大，其自身剛性相對常規透平轉子而言要小得多。因此，軸承參數的選擇對轉子動特性影響很大，本文以該離心壓縮機轉子-軸承系統作為研究對象，確定不同軸承參數對其動力學特性的影響。

2 轉子建模及無阻尼臨界轉速分析

該離心壓縮機轉子結構如圖1 所示。

圖1 高壓壓縮機轉子結構

壓縮機轉子總長2 168.5 mm，軸承支承跨距1 655 mm，共有5 級離心葉輪通過熱套方式安裝在主軸上，各葉輪之間還有安裝隔套，起到定位葉輪及保護主軸的作用。轉子推力盤在左側，聯軸器法蘭在右側，均通過液壓安裝方式套裝到主軸上。

為保證計算分析準確性，采用Workbench 軟件對該轉子動力學特性進行分析，用一維梁單元模型將轉子?；癁?6 段不同長度和剛度直徑的梁單元，其中套裝部位考慮到過盈安裝對軸段剛度的提升[1]，剩余部分重量作為附加質量添加到轉子上，保證轉子總體質量與轉動慣量不變。右側聯軸器法蘭由膜盤聯軸器與齒輪箱轉子連接，建模時考慮將聯軸器一半重量、轉動慣量及重心添加到轉子右端，在軸承位置設置軸承約束，建立分析模型，如圖2 所示。

圖2 轉子有限元分析模型

首先進行軸承載荷計算，在軸頸處添加簡支約束，計算2 個軸承處的支反力，求出軸承載荷作為軸承設計的依據，左右軸承的載荷見表1。

表1 軸承載荷數據

在軸頸處的支撐剛度不同時，轉子的各階臨界轉速及振型均有所變化，不同支撐剛度下轉子的無阻尼臨界轉速及振型圖如圖3、圖4 所示。

圖3 臨界轉速圖

圖4 不同支撐剛度下的無阻尼臨界轉速振型

該轉速和軸承直徑下，軸承支撐剛度通常在1E5 N/mm 量級，由臨界轉速圖分析結果可知，轉子為撓性轉子，前2 階無阻尼臨界轉速在工作轉速之下，第3 階無阻尼臨界轉速在工作轉速附近。因此，該轉子設計的要點是盡可能提高第1 階振型臨界轉速同時保障其在工作轉速下對數衰減率大于0.1，即保證轉子穩定性。同時，按照經典動力學設計理念，盡量使第2 階響應臨界轉速在工作轉速之上，降低其放大系數，使避開裕度滿足要求，降低不平衡響應，保證機組正常運行時振動較小。

轉子實際運行時，受到軸承油膜剛度及阻尼存在的影響，轉子穩定性和不平衡響應臨界轉速分析需要綜合考慮軸承的4 個剛度系數（Kxx、Kxy、Kyx、Kyy）及4 個阻尼系數（Cxx、Cxy、Cyx、Cyy），轉子不平衡量和剛度、阻尼的共同作用決定轉子-軸承系統在運行過程中臨界轉速的發生點以及振幅。因此，通常需根據無阻尼臨界轉速的振型分析結果在適當位置添加不平衡量，同時在考慮阻尼的情況下對轉子進行不平衡響應分析。根據無阻尼臨界轉速的振型結果，分別對該轉子施加三類不平衡量，不平衡量大小及添加位置見表2。

表2 施加不平衡量大小及位置

由于軸承載荷較小且轉子轉速較高，軸承采用可傾瓦軸承以提高轉子穩定性。目前國內外軸承廠家可傾瓦支撐軸承通常為5 瓦瓦間支撐型式，分別從不同的寬徑比L/D、間隙比2Cb/D、瓦塊支點位置offset 以及預負荷系數m 進行軸承設計優化，對工作轉速12 042 r/min 時不同軸承參數下各軸承的動靜特性、轉子對數衰減率及不平衡響應進行對比分析。

3 軸承寬徑比對轉子動力學特性影響

在兩組軸承設計參數（D=130，offset=0.5，m=0.5，C1/D=2‰，瓦塊包角60°，5 瓦瓦間撐）下，分別選取L/D=0.4 和L/D=0.5 來分析不同軸承寬徑比對轉子動力學特性影響，軸承性能見表3。

表3 不同L/D 對軸承性能影響

由結果可知，其他設計參數一致、L/D 較大時，油膜剛度和阻尼增加，功耗略有增加。

將軸承參數添加到轉子-軸承系統中，計算出來的轉子1 階彎曲模態對數衰減率及三類不平衡量下的響應臨界轉速見表4。

表4 不同L/D 下對數衰減率及不平衡響應結果

由計算結果知，較大的軸承寬徑比下，轉子穩定性更好，且臨界轉速更高，第2 階彎曲振型的放大系數更小，工作轉速下轉子的不平衡響應小，有利于轉子穩定及降低振動峰值。主要原因是隨著轉子寬徑比L/D 的增加，轉子的有效阻尼C/K 變大，抑制了振動響應，使轉子趨于穩定。但是，2 種情況下，轉子工作轉速都在第2 階臨界轉速之上，不是理想的臨界轉速區間，對應的振型為無阻尼臨界轉速的第2 階和第3 階振型，而這兩階振型受支撐剛度影響，因此可以進一步增加軸承剛度來提升這兩階臨界轉速。

4 軸承間隙比、支點位置及預負荷對轉子動力學特性影響

在軸承設計時，軸承間隙變小能提高軸承油膜剛度，但是同樣會導致軸承瓦溫升高?？紤]到瓦溫的影響，通常采用偏支軸承，即軸承支點向瓦塊出油側偏移，使進油側油楔增大，最小油膜厚度增大，進油量增大，從而起到降低瓦溫的作用。同時，偏支軸承也能大幅度增加軸承油膜剛度，特別是水平方向剛度Kxx。經過對比計算，最終選定軸承寬徑比L/D 為0.5，間隙比2Cb/D=1.8‰，支點處于軸承弧段0.6 的位置。采用偏支軸承時，軸承油膜剛度增加較多，但是阻尼增加少，導致有效阻尼C/K 降低，使轉子穩定性降低。通常，可以通過降低瓦塊預負荷來增加有效阻尼，以左軸承為例，分別以幾組軸承設計參數進行軸承動靜特性分析及轉子穩定性和不平衡響應分析對比，見表5。

表5 不同間隙比、支撐位置及預負荷對軸承性能影響

采用偏支結構時，軸承潤滑油量和功耗增加較多，但是瓦溫和回油溫度會降低。同時，軸承的油膜剛度、阻尼大幅度增加，對無阻尼臨界轉速的第2、3 階臨界轉速會有比較明顯的影響。按上述軸承參數進行轉子穩定性及不平衡響應分析，響應結果對比見表6。

表6 不同間隙比、支撐位置、預負荷下對數衰減率及不平衡響應結果

由計算結果可知，軸承間隙縮小時，轉子各階臨界轉速上升，第1 階和第4 階模態彎曲振型的放大系數變小。同時，轉子在工作轉速下由于受到軸承的約束變強，不平衡響應幅值降低。但是，軸承采用中間支撐時，聯軸器端外伸端臨界轉速仍然在工作轉速以下，所以需對軸承支點位置進行調整，使軸承油膜剛度大幅度增加。調整后，該外伸端響應臨界轉速上升至15 300 r/min，高于工作轉速，更為合理。但是由于采用偏支軸承會導致有效阻尼降低，轉子對數衰減率降低至0.21，因此采用降低預負荷的方法，在油膜剛度變化不大的同時提高阻尼，使有效阻尼增加，轉子對數衰減率增加至0.28，并且第2 階模態振型臨界轉速繼續升高，臨界轉速避開裕度增加，系統穩定性得到提高。經過調整，該轉子工作轉速下的對數衰減率大于0.1，轉子穩定性滿足要求，同時，各類響應臨界轉速避開裕度滿足要求且響應峰-峰值均小于允許值上限[2]。

5 結論

軸承設計參數對軸承的性能及細長柔性轉子的動力學特性有著相當明顯的影響，轉子動力學分析要兼顧轉子臨界轉速、避開裕度、響應幅值、穩定性以及軸承潤滑油量、功耗、瓦溫、回油溫度等特性。通過某壓縮氣體儲能項目高壓壓縮機轉子設計過程中對比不同參數下軸承動靜參數的變化規律以及對轉子-軸承系統穩定性和不平衡響應分析，形成如下結論：

（1）軸承寬徑比增大時，軸承有效阻尼增大，轉子穩定性增強。

（2）軸承間隙比減小時，軸承剛度增加，有效阻尼增加，轉子臨界轉速提高，穩定性增強，工作轉速下的不平衡響應幅值降低。

（3）采用偏支軸承可以有效降低軸承瓦溫，軸承剛度增加明顯，但是有效阻尼降低，轉子臨界轉速增加，穩定性變差。

（4）降低軸承預負荷對軸承剛度影響不大，但是提高了阻尼，有效阻尼增加，轉子臨界轉速變化不大，穩定性增強。