大型水轮发电机组振动稳定性分析与设计准则

中国机械工程第ｌ　３卷第８期２００２年４月下半月　文童编号：１　０　ｒ．Ｉ　１　３２　ｆ　２００２）ｎ８　０６３４（）３　大型水轮发电机组振动稳定性分析与设计准则　韩国明　张信志　刘保国　摘要：纠论了大型水轮发电机组结构设计中的动力学问题。针对立式机　组的特点，提丑』了不同的建模方法和动力响应分析方法。建议在设计阶段评　价机蛆振动稳定性的设计：住则　避开共振准则、避免相碰准则、振动控制　准则，疲劳强度设计准则等．并给出了工程应用实例。　关键词：水轮发电机组；振动：稳定性；设计准则　中图分类号：－１｝｛１１３；ＴＫ７３３．１　文献标识码：Ａ　韩国明研究员　大型水电机组的运行稳定性．效率与气蚀成为　质有关　考核水电机组性能的３大主要指标　１．３主轴临界转速计算　水电机组是一个复杂的机、电、液耦合系统　机　水轮发电机组主轴的固有频率和临界转速不仅　组的稳定性不仅与设计、制造、安装、调试有关．而且　与主轴转速有关，而且与载荷的大小有关。计算主轴　与电网的运行、负荷状态有关　本文主要讨论与机组　临界转速之前，首先要用非线性方法计算出主轴在　结构设汁有关的动力学　题．以及在机组结构设｝ｆ　菜一稳定载荷工况下的主轴摆度，以此摆度处的油　阶段应该考虑的主要问题　如动力学模型的建立．机　膜刚度作为线性化刚度，与支撑结掏的刚度串联得　组在不同～｝ｌ况Ｆ的动力响应顸估，以及机组的稳定　到主轴的支承刚度，然后用常用的方法计算主轴系　性评价等　准《　讨论机组的水力稳定性问题　统的固有频率和临界转速。　１　水轮发电机组的振动固考特性分析　显然．载荷越大，摆度越大，导轴承的油膜刚度　越九，主轴的固有频率和临界转速就越高。这是由导　１．１　旋转部件与固定部件的动力学建模　轴承的非线性性质决定的　水轮发电机组的主轴由发电机轴、水轮机轴、发　电机转子、水轮机转轮等连接而成。主轴的动力学分　２　主轴系统的动力响应分析　析可以采用传递矩阵模型　～　，电可采用有限元模　２　ｌ　主轴系统的非线性瞬态响应　型【ｔ－ｄ。在转轮建模时，还必须讣及由于流固耦合作　对不同轴承可由求解基本的动态雷诺方程得到　用而产生的水附加质量和附加转动惯量。。　。　轴承间隙内油膜压力分布、然后进行积分得到油膜　出轮发电机组的固定部件与导轴承、止漏环、推　力，将它作为外力作用在轴颈上　而后用Ｎｅｗｍａｒｋ　力轴承等支承部件共同组成轴系的支承边界条件，　和Ｒｉｃｃａｔｊ传递矩阵法多次迭代求解系统的非　商接影响系统的动力特性，　线性瞬态响应　１．２支承部件的动力学建模　２．２　稳态设计工况下主轴摆度预估　与汽轮发电机组　同，混流式水电机组轴系是　在稳态设计工况下，主轴受到的外载荷主要是　直立布置，导轴承　没有径向静负荷，轴颈在轴承　水力不平衡力和机械不平衡力，其频率与工作转速　中没有静偏心，而且轴颈涡动范围较大，特别是在各　同步，幅值是常数。在这种条件下，由于轴承和主轴　种瞬态过程中　计算摆度时，不能再把油膜力作为线　在结构上是周期旋转对称的（甚至可以视为是轴对　性对待，而直根据轴颈的位移和速度，直接求出作用　称的），所以主轴的轴心轨迹将是一个与轴承中心同　在轴颈上的油膜力，即把它作为作用在轴颈上的外　心的圆。当轴颈中心沿此圆周运动时，在圆周各点上　力．而不是通常的简化为线性化的４个刚度系数和　的油膜刚度和阻尼系数应是不变的，即　…　应是　４个阻尼系数。因此．水电机组导轴承的动力学特性　常数。对于可倾瓦轴承，理论上萁交叉刚度和交叉阻　不仅与结掏及转速有关，而且与动载荷的大小和性　尼应为零。轴心轨迹圆的半径随周期激励载荷的增　大而增大。若转轮上作用有其它非转频的力，同样可　收稿日帮：２０ｎｒ一　－８　２，２　基金项目：匿家¨热科学基　和饥槭Ｔ业技木发展草盘联台错助　以进行主轴摆度计算，但此时的轴心轨迹将是一条　耵’Ｈ（５９４　ｌ】＿ｑｌｔＺ０ｏ４’　复杂的封闭曲线。　，“３　・　维普资讯 http://www.cqvip.com

大型水轮发电ＯＬ￣ｌｉ振动稳定性分析与设ｉ　ｒ准剐　韩国明　张信忐刘保国　３　固定部件的动力响应分析　的Ｎｘ，ｔ振动峰一峰值，不应大于ＩＳＯ７９１　９—５附录　Ａ中推荐的Ｂ／ｃ区的界限值　求得固定部件（机架系统）固有频率与振型之　４．３　固定部件的振动控制准则　后，根据主轴动力响应分析的结果　可以求出作用于　在正常运行工况下．水轮发电机组轴承座径向　固定部件上的动载荷．进而求得每个固定部件在这　振动的位移峰一峰值不应大于１００￣ｔｍ，振动烈度不　些动载荷作用下的动力响应　应犬于４．０ｍｍ／ｓ。　４．４疲劳强度设计准则　４　永轮发电机组振动稳定性设计准则　水轮机顶盖、转轮叶片、座环等承受压力脉动严　水轮发电机组进行结构动态设计时应满足以一Ｆ　重的部件，对调峰机组在进行应力分析时　应进行疲　设计准则：　劳强度校核，即依据材料或构件水下疲劳实验数据，　４．１避开共振准则　按疲劳设计方法进行校核　（１）查清激振载荷频率。如转频及其２倍频、３　倍频以及转频的１／２和１／３频率、叶频；工频　５　应用实例　（５０Ｈｚ）及其倍频；卡门涡列频率；流道内压力脉动　某水轮发电机组主轴系统的力学模型见图１　频率等。　机组的主要参数如下：　（２）计算主轴临界转速及部件的固有频率。　额定功率２４０ＭＷ，额…　（３）要使固有频率与激振频率避开．避开率一般　定转速６８．１８ｒ／ｍｉｎ，　应不小于１　５　～２０　。　飞逸转速１　４０ｒ／ｍｉｎ。　４．２避免相碰准则　发电机转子直径　水轮机主轴旋转时，转轮不应与转轮室相碰，主　１　７．６ｍ．重量８５５ｔ，水　轴不应与轴瓦相碰，这是本准则的基本出发点。　轮机转轮直径８　３ｍ，　如已知主轴及支承部件的动力特性参数．以及　重量２８５ｔ，主轴长　不同工况下的水力载荷，可按照如下步骤确定各个　２１．７９ｍ。上导轴承是　轴承处主轴摆度的允许值：　１　２块瓦的可倾瓦轴　（１）由实测、模型试验或分析计算求得在某一工　承，直径１．７　ｒｎ，设计　图ｌ水轮发电机组主轴　况下作用于转轮的静态载荷Ｆ　（幅值及方向）和动　半径间隙０．１８ｍｍ（实　系统力学模型　态载荷Ｆ　（幅值及频率）。　测０．１８８ｒａｍ）。水导轴承是１０块瓦的可倾瓦轴承，　（２）根据设备安装要求，确定转轮与转轮室之间　直径２．３６ｍ，设计半径问隙０．１　５ｒａｍ（实测　的间隙　．、水导轴承与主轴之问的间隙　、上（下）　０．２ｌ２ｒａｍ）。转轮底端设计半径间隙为４．５ｒａｍ。　导轴承与主轴之问的间隙　（　）　按照本文提出的避免相碰准则，计算确定该机　（３）在某运行工况下．转轮在转轮室内的位移　组各导轴承处允许的主轴摆度值。　为静位移ｄ　和动位移　之和　５．１激振载荷确定　（４）计算出在某一工况下Ｆ　引起的转轮静态位　（１）制造厂给出在设计额定工况下作用在转轮　移　，由于动态载荷　引起的转轮在转轮室内的　上的转频水力不平衡力为３０７ｋＮ。　允许位移［　：应小于０　一０．　．考虑安全系数Ｋ之　（２）机械不平衡力根据ｌＳＯ１　９４０／１和　后，　ａ　］一（ｄ　一ａ　）／Ｋ。建议取Ｋ一２。　ＧＢ９２３９．可计算出该机组的允许机械偏心为　（５）计算在已知载菏工况条件下主轴的稳态响　０．８８６ｍ【【ｌ　应，求出转轮底端处的轴心轨迹　（３）作用在转轮上的水力静态载荷很小，可以忽　（６）调整外加载荷．进行非线性响应计算。不断　略不计　加大载荷，直至转轮底端摆度以（单幅值）满足　５．２　设计额定工况下主轴摆度的计算　按最不利载荷组合，转轮的机械不平衡力和水　力不平衡力的初始作用方向在零度方向，发电机转　（７）计算出此时各导轴承处主轴的绝对径向位　子的机械不平衡力在相反方向。计算结果：上导轴承　移与支架径向位移之差的２倍．即为该导轴承处的　处主轴绝对摆度（双幅值）为０．】１６ｒａｍ，水导轴承处　允许相对摆度（峰一峰）值　主轴绝对摆度（双幅值）为０．２１７ｒａｍ，转轮底端处主　（８）按照国际标准ＩＳＯ７９１　９—５，水电机组主轴　轴绝对摆度（双幅值）为０．ｊ　２５ｍｍ　・６３５・　维普资讯 http://www.cqvip.com

中国机械工程第１　３卷第８期２００２年４月下半月　文章编号：１００４　１　３２　Ｘ（２００２）０８—０６３６—０４　基于彩色视觉和模糊控制的移动机器人路径跟踪　张明路　关柏青　丁承君　摘要：利用颜色信息提取路径，简化了图像的特征提取－提高了路径提　取的鲁棒性．采用模糊控制策略避免了传统控制的复杂建模过程，使该路径　跟踪系统适用于高度非线性和幂确定性的环境，并对影响跟踪系统性能的　因素进行了分析，对视觉感知．手统的滞后进行了修正　该路径跟踪方法已成　功地应用于ＨＥＢＵＴ一１型移动机器人上。　关键词：移动机器人；路径跟踪；彩色视觉；模糊控制　张明路教授　中图分类号：ＴＰ２４２、６　文献标识码：Ａ　ＣＩＭＳ中物料的自动传输、危险场合下的自　磁导航、超声导航、红外传感器导航、激光导航和　动作业等要求移动机器人能按照预设路径行驶。　视觉导航等。其中，视觉导航采用视觉传感器（一　目前，移动机器人实现路径跟踪的方式主要有电　般为ＣＣＤ摄像机）感知路径，这种方法铺设路径　的成本低．可灵活地变更路径．有很好的柔性　同　收稿日期：２００１　ｏ６—００　时．ＣＣＤ摄像机受方位角和距离的限制较小．可　基金境目：天津市自然科学基金资助项目（００３　Ｅ，３１２１１　；河北省攻　美计剐赍助项目（００５４７００１Ｄ～１８）　获得比其它光学传感器和超声传感器多得多的环　在额定：［况下实测主轴绝对摆度：上导轴承处　的避免相碰准则是可行的，当然，还需要针对更多的　为ｏ．１　６２ｍｍ．水导轴承处为０．２２７ｍｍ，与计算结果　机组进行分析计算，积累更多的数据，提出更科学的　吻台良好。　设　十准则。　５、３转轮在转轮室内的允许摆度　参考文献：　－考虑安全系数Ｋ一２之后，可得［　］一　１］钟一谔，何衍宗．王正等．转子动力学．北京：清华大学　２．２５ｍｍ，　出版杜．１　９８７：１４３～１９●　５．４增大主轴摆度　２　李苹、窦海波．王正．水轮发电机组主轴系统的建模及　若机械不平衡力不变，增加水力不平衡力，使主　其非线性口向应．清华大学学报．１９９８－３８（６）：１２３～１２８　：３］　ＺＨＡＮＧ　Ｘｉｎｚｉ　ｔ　Ｌ１Ｕ　Ｂａｏｇｕｏ．Ｎｏｎｌｉｎｅａｒ　Ｄｙｎａｍｉｃｓ　轴摆度增大。　ｉｎ　ｔｈｅ　Ｅｓｔｉｍａｄｏｎ　ｏｔ　Ｒｏｔｏｒ——Ｂｅａｒｉｎｇ　Ｄｙｎａｍｉｅ　Ｐｒｏｐ—　经多次试算，由于油膜力的非线性，水力不平衡　ｅｒｔｉｅｓ　ｉｎ　Ｉ　ａｒｇｅ　Ｈｙｄｒｏ—Ｕｎｉｔｓ．Ｉｎ：Ｐｒｏｅ．ＡＳＭＥ　力加大至１＿４２７　ｋＮ，转轮底端的主轴相对摆度才达　ＤＥＴＣ￣９／ＶＩＢ一８０４６（ＣＤ—Ｒ０Ｍ），ＬａｓＶｅｇａｓ　ｒ　到　２４ｍｍ，接近　］一２．２５ｒａｍ。此时，对应的上　ＵＳＡ，１９９９：１　２～１　５　导轴承处主轴的相对摆度ｔ双幅值）为０．２７５ｍｍ，水　［４：邹经湘，荣吉利，李志和等水电机组横向自振特性的　导轴承处主轴的相对摆度（双幅值）为０．１　９９ｒａｍ，即　有限元计算与结果分析中国电机工程学报．１　９９７－１７　是在导轴承处允许的主轴相对摆度（双幅）值。这与　（１）３４～３６　ＩＳＯ７９１　９／５的规定（对应的Ｂ／ｃ区界限值为　：５］何世江，杜建镔、王勖成水轮机转轮叶片系统动力分　０．２７５ｍｍ）也是符合的。其单幅值分别为０　１　３７ｍｍ　析．清华大学学报．１９９９．３９（８）：６８－－７５　－和Ｏ．１３９９ｍｍ．均小于导轴承的设计半径问隙　ｓＪ　张信志．马利锋水电机组导轴承非线性油膜力准非线　眭简化方法水力发电学报，１９９９，（２１：２０３～２１１　０．１８ｍｍ和０．１　５ｒａｍ。应该注意，上述国际标准是针　（编辑周本盛】　对机组实际运行进行测量和评定的，而本准则提出　的判据则是在机组设计阶段对主轴摆度进行预估和　作者筒介韩国明．男、１　９４１年生　邦州机械研究所１郁州市　评定的。　４　帅ｊ２）副　工程师、研究员　博士研究生导师　研究方向为机械振动　另外．如果已知在设计额定工况以外的工况下　与强堙　机艟工业部科技进步一等奖２碉．二等关　三等奖各ｌ项。　（包括瞬态过渡工况）转轮承受的水力载荷，按照上　发表论文４０余篇　｜｝信志，男．１９，２９年生　郑州机槭研究所研究中心　研究员　刘讯国．舅，１　９６２年生。郑州机械研究所研究中心高级工程　述方法同样可对其进行评估。该实例表明，本文提出　师　・６　６・