發電機轉子繞組端部固緊結構的設計校核

成玲燕，馬 麗

應用研究

發電機轉子繞組端部固緊結構的設計校核

成玲燕，馬 麗

(中船重工電機科技股份有限公司，山西太原 030027)

主要針對發電機轉子繞組端部的離心力進行分析，針對性地設計了一種繞組端部的固緊結構——護環、中心環固緊結構，通過對穩態運行工況下的受力分析，并根據相關零部件的脹量確定了護環和中心環尺寸及相應位置的配合公差，最后進行了靜態工況下的強度校核。結果表明可確保轉子繞組端部可靠固緊。通過本文計算校核，結果表明該型式的繞組端部固緊結構設計合理可行，可為后續電機相似繞組端部固緊結構的設計校核提供借鑒。

離心力 受力分析 穩態 靜態 配合公差 強度校核

0 引言

隨著市場對大功率發電設備的需求趨增，電機作為發電設備之一，設計容量也日益增大。但隨著電機功率的提高，轉子鐵心直徑也逐漸增大。在電機工作時，轉子繞組端部離心力會因直徑、轉速的增大而成倍增大。因此，為了保證電機轉子繞組端部不會因離心力作用而飛逸，轉子繞組端部固緊尤為重要。

1 端部固緊結構

對轉速比較高的電機，隨著功率的增大，電機轉子外徑也隨之增加，在電機正常運行時，其轉子繞組端部由于自身質量所產生的離心力會很大，為了滿足強度要求，我們采用護環、中心環的結構形式固緊繞組端部。下面我們以5 MW、3000 r/min電機為例進行分析計算，其繞組端部護環固緊結構[1]簡化模型圖如圖1。

護環材料：50Mn18Cr5，σ0.2=760MPa，=7.85×103kg/m3、=206GPa、=0.3。

中心環材料：35SiMn-5，σs=735Mpa，=7.85×103kg/m3、=206GPa、=0.3。

2 穩態運行時，轉子繞組端部護環受力分析計算

圖1 繞組端部固緊結構模型

電機在穩態運行時，護環會受到來自轉子繞組端部離心力的作用與因自身質量而產生的離心力（其受力如圖2）。

式中：1-繞組端部離心力（N）；2-護環自身重量引起的離心力（N）；1-繞組端部質量（375 kg）；-繞組端部重心作用半徑(245 mm)；m2-護環自身質量(185 kg)；-護環重心作用半徑(306 mm)；n—電機超速速度（1.25 nN=3750 r/min）

則：1≈14153918 N、2≈8721124 N、1＝1/（2πL）、2＝2/（2πL）

式中：1、2—分別為繞組端部離心力與因本身質量而產生的離心力作用于護環單位長度圓周上的均布載荷。

—護環長（382 mm）。

圖2 護環受力圖

則護環單位長圓環截面上受力為：

=19070799 N/m

其中-環厚30 mm。

結論：穩態運行時，護環的設計強度是安全可行的。

3 護環與轉子本體、中心環及中心環與軸 處配合尺寸的確定

電機穩態運行時，護環在圖2所示力的作用下產生徑向外伸，而與護環配合接觸處的轉子本體、中心環也會因自身離心力的作用產生徑向外伸。如果各零件配合接觸處徑向伸長量不一致，則在各配合面處就會有徑向間隙，這樣就有可能會造成電機在運行到一定轉速時各零件在軸上竄動的情況，使電機無法工作。

為了保證電機可靠穩態運行，在設計電機時應考慮使各零部件之間增加裝配過盈量，以平衡因離心力而導致的徑向間隙。現通過如下計算選定其配合尺寸（各配合面尺寸如圖3）：

圖3 護環各配合面處尺寸

3.1 各配合處的徑向伸長

1）轉子體與護環、中心環配合處，其在自身離心力的作用下產生的徑向外伸

[2]

與護環配合處的轉子本體1=297 mm，則：δ1=2.69x10-5m；

與中心環配合處的轉子軸2=180 mm，則：δ2=5.992x10-6m。

2）中心環在自身離心力的作用下內緣和外緣處的徑向外伸。

中心環內緣：

中心環外緣：

將2=180 mm，=278 mm代入得：

3=7.337x10-5m，4=6.57x10-5m

3）護環在自身離心力的作用下不同半徑處產生的徑向外伸：

與中心環配合處

將=278 mm,=320 mm代入得：5=1.60x10-4m；

與轉子本體配合處

將=287 mm，1=297 mm，=320 mm代入得：6=1.65x10-4m。

4）護環在轉子繞組端部離心力的作用下產生的徑向外伸：

將=287 mm，=320 mm代入得：7=2.72x10-4m

3.2 護環、轉子本體、中心環各相關配合面處的間隙

護環與轉子本體之間間隙：

護環與中心環之間間隙

中心環與轉子軸之間間隙：

3.3 各配合面公差的確定

根據各配合面處可能會出現的間隙，并考慮零件加工時所需達到的光潔度要求，查相關手冊知：Ra 1.6相當于zmax=10，Ra 3.2相當于zmax=20。

因在裝配過程中，配合表面的微觀不平度的峰尖會被擦傷或壓平一部分，所以其實際有效過盈量應增加配合表面的微觀不平度影響。

各配合面處光潔度均取Ra 1.6，則各處實際最小有效過盈量應為：

護環與轉子本體S1=s1+2δ1=0.844mm

護環與中心環S2=s2+2δ2=0.7566 mm

中心環與轉子軸S3=s3+2δ3=0.159 mm

綜合考慮，查相關資料選定各處直徑配合為：

4 靜態時，護環與中心環受力分析計算

由于護環與轉子體、中心環及中心環與軸各處的結合面之間采用過盈配合，所以護環、中心環在靜態熱套過程中將在結合面處產生很大負荷，為了保證電機的可靠運行，現對其進行強度校核。

1）護環受力分析計算（圖4）

根據已選定的護環與轉子本體、中心環處的配合公差可知：

圖4 護環配合面受力尺寸圖

21max=1max=0.8 mm （1max護環與轉子本體最大過盈量）

則護環與轉子本體配合處

[2]

2）中心環受力分析計算（圖5）

圖5 中心環配合面受力尺寸圖

根據已選定的中心環與轉子軸處的配合公差可知：2δ3max=S3max=0.3 mm （S3max中心環與軸最大過盈量）

則轉子體與軸配合處

將r2=278 mm，a=180 mm,代入上式得：

經上述校核計算，中心環與轉子軸處所選配合是安全可行的。

5 結論

本文經過對穩態工況下的轉子繞組端部護環、中心環等固緊結構的受力和分析計算，首先確定了護環、中心環的具體尺寸及與相關配合面處的公差尺寸，同時在靜態工況下進行了強度校核，結果表明該型式的繞組端部固緊結構設計合理且可行，可為后續電機相似繞組固緊結構的設計校核提供借鑒。

[1] E·維德曼, W·克倫貝格爾·電機結構[M]. 機械工業出版社, 1976.

[2] 劉鴻文. 材料力學(下冊)[M]. 高等教育出版社, 1992: 210-220.

The Check Calculation for Design of the Fastening Structure on Winding End of Generator Rotor

Cheng Lingyan, Ma Li

(CSIC Electrical Machinery Science and Technology Co., Ltd., Taiyuan 030027, Shanxi, China)

TM341

A

1003-4862（2021）04-0009-03

2020-09-25

成玲燕（1971-），女，高級工程師。研究方向：電機結構設計。E-mail: 773627325@qq.com