600 MW汽輪發(fā)電機軸瓦振動分析

柳　磊，馬國偉

(國電科學(xué)技術(shù)研究院 銀川電力技術(shù)分院，寧夏銀川750001)

600 MW汽輪發(fā)電機軸瓦振動分析

柳磊，馬國偉

(國電科學(xué)技術(shù)研究院 銀川電力技術(shù)分院，寧夏銀川750001)

摘要：某廠600 MW火電汽輪發(fā)電機存在瓦振大、軸振小的問題。為解決此問題，應(yīng)用振動力學(xué)理論建立大型旋轉(zhuǎn)機械軸承-轉(zhuǎn)子-支撐系統(tǒng)簡化模型，結(jié)合該機組啟動振動數(shù)據(jù)進行分析研究。結(jié)果表明，在柔性支撐系統(tǒng)下，軸振、瓦振關(guān)系受支撐動力特性影響較大，二者大小關(guān)系不再是簡單的比例關(guān)系；軸、瓦振動均反映機組的振動性能，都應(yīng)引起足夠的重視，單獨考慮其中一個都不合理；在升速過程中，機組軸振、瓦振大小變化比較復(fù)雜，其幅值大小及相位隨轉(zhuǎn)速增加而變化。最終得出，支撐剛度較弱是引起該機組出現(xiàn)瓦振大、軸振小現(xiàn)象的主要原因。

關(guān)鍵詞：發(fā)電機組；振動；支撐；剛度

中圖分類號：TK268

文獻標(biāo)識碼:A

DOI:10.3969/j.issn.1672-0792.2015.06.011

收稿日期：2015-04-08。

作者簡介：柳磊(1986-)，男，工程師，主要從事旋轉(zhuǎn)機械強度振動技術(shù)研究及電廠節(jié)能診斷工作，E-mail:441693868@qq.com。

Abstract：The bearing vibration is greater than shaft vibration in one 600 MW turbine generator. In order to solve this problem, we apply the vibration mechanics theory to build the simplified model of Bearing-Rotor-Support system, and use the start-up of the unit vibration data to analyze this problem. The results show that in the flexible-supporting system, the relationship between shaft vibration and bearing vibration is influenced by supporting dynamic characteristics, the size relation of them is not a simple proportional relationship; they all reflect the vibration performance of the unit, which should be aroused enough attention. Besides, it is not reasonable to consider only one aspect. It is concluded that the size change of shaft vibration and bearing vibration is more complex in the process of raising speed, their amplitude and phase are changing with the raising speed. Finally, the resulte show that this vibration phenomenon is mainly caused by the bearing stiffness.

Keywords：turbo-generator; vibration; support; stiffness

0引言

目前，隨著火電汽輪機組容量的增大，汽輪發(fā)電機組軸系的不穩(wěn)定性表現(xiàn)的更加突出[1]。軸系的不穩(wěn)定性，通過機組的振動情況表現(xiàn)出來。振動作為影響機組安全穩(wěn)定運行的重要參數(shù)，直接反映機組的健康狀況[2，3]。由此，各級技術(shù)人員對振動問題均非常重視。

某廠600 MW火電汽輪機組，汽輪機為東方汽輪機廠生產(chǎn)，型式為亞臨界、中間再熱、單軸、兩缸兩排汽、直接空冷凝汽式汽輪機，發(fā)電機為東方電機股份有限公司引進日本日立公司(HITACHI)技術(shù)制造的。機組采用高、中壓合缸結(jié)構(gòu),低壓缸為雙流反向布置，運轉(zhuǎn)層標(biāo)高13.7 m,總長19.48 m(包括罩殼),軸系總長33 m(包括罩殼、發(fā)電機)。該型汽輪發(fā)電機組軸系共安裝7個軸承， 1、2號軸承采用可傾瓦式軸承，3～7號軸承采用橢圓形軸承。

本文針對該機組出現(xiàn)的發(fā)電機兩端軸振小、瓦振大的現(xiàn)象，應(yīng)用振動力學(xué)理論建立大型旋轉(zhuǎn)機械軸承-轉(zhuǎn)子-支撐系統(tǒng)簡化模型，研究了發(fā)電機軸承出現(xiàn)的軸振小、瓦振大的故障機理，并結(jié)合機組啟動數(shù)據(jù)，闡述故障機理。

1機組振動情況

該機組軸系由高中壓轉(zhuǎn)子、低壓轉(zhuǎn)子、發(fā)電機轉(zhuǎn)子和勵磁機轉(zhuǎn)子組成，軸系布置如圖1所示。發(fā)電機兩端軸承編號為5、6號。

圖1　機組軸系布置圖

該機組正常帶負(fù)荷運行過程中，各軸承振動數(shù)據(jù)如表1所示(其他各軸承振動優(yōu)良，無此現(xiàn)象)。發(fā)電機兩端瓦振較大，軸振較小。5號軸承瓦振與其X，Y方向軸振的比值分別為2.13∶1和1.48∶1號、6號軸承瓦振與其X，Y方向軸振的比值分別為3.6∶1和1.87∶1。5號、6號軸承瓦振均大于其軸振，兩側(cè)振動特性表現(xiàn)一致。

表1　機組振動數(shù)據(jù)

2軸承-轉(zhuǎn)子-支撐系統(tǒng)動力學(xué)模型分析

汽輪機組采用的滑動軸承結(jié)構(gòu)復(fù)雜，有可傾瓦軸承、三油楔軸承、橢圓軸承等。早期由于汽輪機組單機功率小，軸承多為不落地式軸承。隨著單機容量的增加，現(xiàn)有300 MW及以上機組均采用落地式軸承[4]。本文研究即為落地式軸承。

為了分析該發(fā)電機出現(xiàn)的軸振小、瓦振大的原因，建立軸承-轉(zhuǎn)子-支撐系統(tǒng)動力學(xué)模型，如圖2所示。

圖2　軸承-轉(zhuǎn)子-支撐系統(tǒng)模型

2.1　簡化模型建立

該模型僅考慮垂直方向的振動，它將轉(zhuǎn)子-軸承簡化為油膜剛度ks、阻尼cs和轉(zhuǎn)子質(zhì)量ms，將軸承-支撐簡化為支撐剛度kb、阻尼cb和質(zhì)量mb，簡化后模型是一個兩自由度系統(tǒng)[5，6]。

假設(shè)該模型系統(tǒng)在頻率為ω的不平衡力作用下，轉(zhuǎn)子和軸承座垂直方向上的振動幅值分別ys，yb，轉(zhuǎn)子偏心為e，則簡化系統(tǒng)振動方程為：

聯(lián)立以上兩式，在忽略阻尼cs，cb時，可得出轉(zhuǎn)子和軸承座的絕對振動幅值Ys，Yb，滿足：

由于通常測量所得的軸振為相對于軸承座的振動，所以軸振的相對振動可以表示為Y，滿足：

Y=Ys-Yb

2.2　支撐剛度對軸振、瓦振大小的影響

在振動分析時，通過增大軸承座的支撐剛度kb，使支撐系統(tǒng)的固有頻率增大。在相同的工作轉(zhuǎn)速下，增大支撐系統(tǒng)的固有頻率，能很好地避免出現(xiàn)支撐系統(tǒng)與汽缸共振的現(xiàn)象。同樣，減小軸承座支撐剛度kb到一定值時，支撐系統(tǒng)固有頻率下降，在轉(zhuǎn)子升速時，就有可能出現(xiàn)支撐系統(tǒng)與汽缸共振的現(xiàn)象。

一般觀點認(rèn)為，瓦振是由于軸振引起的，所以軸振應(yīng)該大于瓦振，瓦振是軸振的放大。但是，隨著機組容量的增大，汽輪機組支撐系統(tǒng)不再是簡單的剛性支撐,而是柔性支撐，不應(yīng)再用剛性支撐理論去研究柔性支撐系統(tǒng)。在柔性支撐系統(tǒng)下，軸振、瓦振的大小關(guān)系不在是簡單的比例關(guān)系[7]。通過上述模型計算得出：

(1)支撐剛度kb較大或者ω較小，使得kb-ω2mb>ks,Y>Yb。此時，軸振大于瓦振，當(dāng)轉(zhuǎn)速升高時，軸振、瓦振同相；

(2)當(dāng)ω和kb變化，使kb-ω2mb≈0，Y≈0,此時，軸振近似等于0，瓦振遠(yuǎn)遠(yuǎn)大于軸振；

(3)支撐剛度kb較小或者ω較大，使得kb-ω2mb0軸振、瓦振同相，當(dāng)kb-ω2mb<0軸振、瓦振反相。

3汽輪發(fā)電機振動分析

圖3～5給出了該機組啟動過程中，5號、6號軸承軸振、瓦振隨轉(zhuǎn)速變化關(guān)系曲線。從圖中可以看出：

圖3　5X/Y軸振伯德圖

圖5　5號、6號瓦振伯德圖機組啟動伯德圖

(1)升速過程中，5號，6號軸振隨轉(zhuǎn)速變化明顯，在臨界轉(zhuǎn)速附近有較大峰值變化。

(2)在整個升速過程中，軸振、瓦振大小變化比較復(fù)雜。大致可以分為兩個過程：0～1 500r/min，軸振大于瓦振，1 500～3 000 r/min，瓦振大于軸振。3 000 r/min定速帶負(fù)荷后，瓦振軸振差基本維持在20 μm左右。

結(jié)合模型分析的結(jié)果，該機組出現(xiàn)瓦振大、軸振小的故障現(xiàn)象是由于支撐系統(tǒng)剛度較小造成的?？紤]到機組帶負(fù)荷正常運行時，振動值不大。建議對支撐基礎(chǔ)進行加固，以增加系統(tǒng)剛度。

4結(jié)論

(1)對于現(xiàn)行的大容量、高參數(shù)汽輪發(fā)電機組，支撐系統(tǒng)已不局限于剛性支撐。在研究柔性支撐系統(tǒng)時，軸振、瓦振大小關(guān)系變得復(fù)雜，以往簡單的比例關(guān)系已經(jīng)不再適用。

(2)軸振、瓦振都反映機組的振動性能，兩者都應(yīng)該引起足夠的重視，單獨考慮軸振大小或瓦振大小都不合理。

(3)模型研究結(jié)果表明，在機組升速過程中，軸振和瓦振的幅值大小以及相位都是隨轉(zhuǎn)速變化的。

參考文獻:

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Analysis of Bearing Vibration Fault for the 600 MW Turbo-generator

Liu Lei, Ma Guowei

(Yinchuan Power Technology Branch of Guodian Science and Technology Research Institute, Yinchuan 750001,China)