空气分离机多跨转子系统动态特性

韩彦龙

(承德石油高等专科学校 机械工程系， 河北 承德 067000)

如今旋转机械向大型化、多跨、高速方向发展，大型旋转机械发生故障带来的损失也日益惨重[1-3]。通过对转子系统动态特性的分析，预测转子系统强度薄弱区域和振动剧烈部位，进行结构改进或加强支撑，提高强度，可以有效提高转子系统的运转稳定性能，降低转子系统故障率[4,5]。

1 多跨转子系统动态特性分析

以某空气分离机多跨转子系统为研究对象，如图1所示，借助有限元分析软件ANSYS对转子系统进行动态特性分析及动力学参数匹配，研究结论为改良结构动态特性和故障诊断提供理论依据。

Pro/E建立多跨转子系统模型，搭建Pro/E与有限元分析软件ANSYS之间数据无缝联接，可有效弥补有限元软件建模功能的不足[6]，建立转子系统模型如图2所示。选用solid95单元将转子系统实体模型划分为有限元模型，弹性模量设置为2.1×105MPa，泊松比0.3，密度7 800 kg/m3。转子系统选用承载能力强的滑动轴承为支撑，用COMBIN214单元模拟轴承支撑。

1.1 多跨转子系统模态分析

BlockLanczos法提取多跨转子系统前6阶固有频率和振型图，转子系统前6阶振动固有频率如表1所示。转子系统工作转速为4 300 r/min，恰处于第二阶和第三阶临界转速中间位置，有效地避开了各阶临界转速，转子系统工作时不会因共振而剧烈振动或毁坏。

多跨转子系统各阶振型如图3所示，其中第二、三阶振型中，中压缸和汽轮机连接处、汽轮机和增压机连接处振动幅度最大，需加强这两薄弱区域的连接可靠性，同时也是故障诊断应重点关注的区域。空气分离机启动过程跨越第一阶临界转速时，转子系统会振动剧烈，应迅速跨越该转速并重点关注增压机轴段强度。

表1 转子系统前6阶振动固有频率

1.2 多跨转子系统不平衡响应分析

多跨转子系统受轴承油膜力、转子不平衡不对中等作用导致正常工作时出现动不平衡，可能会诱发系统故障。在转子系统模态分析的基础上，采用模态叠加法进行不平衡响应分析，ANSYS谐响应分析获取各标记节点稳态响应，多跨转子系统系各轴段节点标号如表2示。

谐响应分析得到各节点施加激励后幅频响应曲线如图4示。

由幅频响应曲线可知，各节点均有振幅极值，各极值对应频率值分别为708 Hz、88 Hz、49 Hz、43 Hz。转子系统工作频率为72 Hz，故应重点关注节点b振动。b节点振幅极值由转子系统第三阶共振时汽轮机共振引起，设备维护及故障诊断中需重点关注汽轮机轴段强度。

2 多跨转子系统动力学参数匹配

动力学参数匹配旨在结构概念设计阶段优化临界转速及振型，改善结构动力学响应。通过概念设计阶段动力学参数优化，使得所设计转子系统各阶临界转速及振型与目标转子系统各阶临界转速与振型精确匹配[7]。多跨转子系统各轴段直径随迭代次数增加而逐渐趋于恒定，如图5所示。当直径取该恒定值时，可以实现所设计转子系统的临界转速和振型精确匹配。动力学匹配技术对概念设计具有技术指导的作用。

3 结论

以某空气分离机低压缸、中压缸、汽轮机、齿式增压机构成的多跨转子系统为分析对象，分析了多跨转子动态特性并进行动力学参数匹配，得到以下结论。

1)转子系统工作转速介于第二、三阶临界转速中间，有效避开了各阶临界转速，转子系统正常工作时不会因共振而剧烈振动或毁坏；

表2 多跨转子系统系各轴段节点标号

2)空气分离机启动时需要跨越第一阶临界转速，会引起增压机轴段振动剧烈，需加强增压机轴段支撑的可靠性；

3)转子系统第三阶共振引起汽轮机振动剧烈，设备维护及故障诊断中需重点关注汽轮机轴段强度；

4)运用动力学参数匹配技术可以实现所设计转子系统各阶临界转速及振型与目标转子系统各阶临界转速及振型的精确匹配，使设计结构具备良好的动力学性能。