離心壓縮機設計中提高轉子穩定性的方法

蘭 洋

（沈陽鼓風機集團股份有限公司，遼寧 沈陽 110869）

離心壓縮機設計中提高轉子穩定性的方法

蘭 洋

（沈陽鼓風機集團股份有限公司，遼寧 沈陽 110869）

對比常規的葉輪設計結構及優化后的葉輪設計結構，分析了兩種葉輪設計結構下的穩定性，優化后的葉輪結構因為蓋盤高度降低，葉輪口圈密封的直徑變小，使整個轉子的穩定性提高。

離心式壓縮機；轉子穩定性；葉輪結構設計

隨著工業的不斷發展，對壓縮機的要求也愈來愈苛刻，要求壓縮機要滿足大流量、高壓縮比等工藝參數的要求，導致壓縮機的軸系過長，穩定性分析不容易合格，并且會造成現場振動等一系列問題。

對離心壓縮機的轉子進行轉子動力學分析，有利于確保轉子及整個壓縮機系統可靠穩定的運轉，李明等首先提出的耦合運動微分方程對壓縮機組的動力學特性進行了分析。李嘯天等使用有限元軟件對轉子進行建模和分析。

通常提高轉子穩定性的方法是通過縮短軸的跨距，但這種方法有其實現的弊端，在保證蝸室的強度及級的性能基礎之上，這種方法并不能全部達到預想的效果；還有辦法是通過改變軸承的參數，改變阻尼等運行條件，來讓軸系更趨于穩定，提高轉子的穩定性，這是一種常見的方法；在長期的工作實踐中，又發現了一種新的提高轉子穩定性的方法：通過降低轉子上葉輪的重量來提高轉子的穩定性，這種方法是從軸系的特性上來提高轉子的穩定性，是一種優化設計，更體現設計的理念：從根本上保證軸系的安全性。

以一臺合成氣壓縮機3BCL457為例來說明此種方法。圖1為轉子的剖面圖。

圖1 壓縮機轉子剖面圖

分別對兩種情況下的轉子進行穩定性分析，第一種情況是正常設計的葉輪，第二種情況是葉輪減輕重量后的，采用軟件R BSP2010進行分析，軸承及各個葉輪的壓力分配等條件均相同，轉速相同。

一、轉子的計算模型簡圖

第一種情況下，轉子總長為1965，轉子跨距為1502.5mm,轉子的長徑比為11.38（圖2）。

圖2 第一種情況

第二種情況下，轉子總長為1965，轉子跨距為1502.5mm,轉子的長徑比為11.38（圖3）。

圖3 第二種情況

二、兩種情況下的葉輪設計對比

對葉輪結構進行優化設計，在保證流道參數及葉輪強度的前提下，減輕葉輪重量。表1列舉了第一種情況和第二種情況下，葉輪變更的相關參數（表1）。

1.兩種情況下的分析結果

圖4為第一種情況下的對數衰減率—交叉耦合剛度曲線圖，圖中顯示了轉子一階正進動對數衰減率與交叉耦合剛度的關系，QA為預期的交叉耦合剛度，Qo為產生零對數衰減率所要求的交叉耦合剛度。當軸承間隙取最小值時，Qo/QA=1.07，對數衰減率δA=0.028，需要二級穩定性分析；當軸承間隙取最大值時，Qo/QA=1.71，對數衰減率δA=0.303，需要二級穩定性分析。

表1 第一種情況與第二種情況下葉輪參數對比

圖4 第一種情況下的對數衰減率—交叉耦合剛度曲線圖

圖5為第二種情況下的對數衰減率—交叉耦合剛度曲線圖，圖中顯示了轉子一階正進動對數衰減率與交叉耦合剛度的關系，QA為預期的交叉耦合剛度，Qo為產生零對數衰減率所要求的交叉耦合剛度。當軸承間隙取最小值時，Qo/QA=1.07，對數衰減率δA=0.029，需要二級穩定性分析；當軸承間隙取最大值時，Qo/QA=1.75，對數衰減率δA=0.319，需要二級穩定性分析。

三、二級穩定性分析

根據API617標準中關于II級穩定性驗收準則規定，II級穩定性分析合格的標準是該機組一階正進動的最終對數衰減率須大于0.1。在第一種情況下，根據施加于整個轉子系統的對數衰減率隨轉速的變化曲線如圖6所示，最大連續轉速下一階正進動的對數衰減率為0.157。

圖5 第二種情況下的對數衰減率—交叉耦合剛度曲線圖

圖6 第一種情況下轉子一階正進動的對數衰減量隨轉速的變化曲線

在第二種情況下，根據施加于整個轉子系統的對數衰減率隨轉速的變化曲線如圖7所示，最大連續轉速下一階正進動的對數衰減率為0.261。

圖7 第二種情況下轉子一階正進動的對數衰減量隨轉速的變化曲線

四、結語

第一，通過降低葉輪蓋盤高度，使作用在轉子上的交叉耦合力減小，交叉耦合力和轉子穩定性有直接影響，整個軸系的轉子穩定性提高。

第二，在保證葉輪強度的基礎上，通過降低葉輪蓋盤高度，適當縮短葉輪軸向長度，合理設計葉輪結構，從而減少葉輪重量，改變轉子模型，使整個軸系的轉子穩定性提高。

[1]李明．轉子的幾何參數對某DH型壓縮機組動力學特性的影響[J].西安科技大學報．2001.

[2]李嘯天，韓振南，基于ANSYS軟件的轉子系統臨界轉速及模態分析[J].機械管理開發．2010.

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1671-0711（2016）06-0064-02