1000mw汽轮机组N+1支撑轴系的不平衡震动特性研究

崔亚辉，姚剑飞，张俊杰，宾光富，渠福来，白广臣

（1．神华国华（北京）电力研究院有限公司，北京  100025;2．北京化工大学，北京  100029；

3．湖南科技大学，湖南湘潭411201;4．浙江国华浙能发电有限公司，浙江宁海315600；

5．神华国华粤电台山发电有限公司，广东台山  529228）

摘要：由于N+1支撑轴系结构特殊性，西门子1 000 MW汽轮机组轴系不平衡振动特性复杂，导致该机型在实际运行中经常出现振动故障。采用有限元法，根据机组基本结构尺寸，建立了轴系动力学模型，通过数值仿真计算了轴系临界转速和振型，分析了轴系上10个平衡位置加重后轴系额定工作转速3 000 r/min下涡动响应．比较得出轴系不同轴向位置加重对轴系振动的敏感程度和影响规律，从而为该型机组实际运行过程中的振动故障监测和诊断分析提供参考，、

关键词：1 000 MW汽轮机组；N+1支撑轴系：临界转速：不平衡振动特性

中图分类号：'rK263.6+1 文献标志码：A 文章编号：1004-9649(2015)10-0001-05

0引言

 上海电气集团从德同西门子引进的1  000 MW超超临界汽轮发电机组是中国运行较多的百万千瓦等级机组。该型机组由高压缸、中压缸、2个低压缸、发电机、励磁机组成，其中，中压缸和2个低压缸分别只有一个支撑轴承，即汽轮机组4根转子由5个轴承支撑，因此称为N+1支撑。这种支撑形式可有效减少基础变形对轴承荷载和轴系对中的影响，使机组轴系对中更加容易，安装维护简单，且厂房投资可大幅降低。虽然该机型优点较突出，且在德国运行过程中，出现的振动问题不多，但在中国生产、投运后出现过不少振动问题。究其原凶：一方面，核心技术毕竟掌握在德国西门子手巾，中国引进该机型时，对机组动力学特性掌握不够深入，而且国内的制造、安装、调试等水平与国外存在一定的差距；另一方面．该型机组的特殊支撑型式使振动故障诊断比较特殊，具体如下：(l)轴系相邻各转子振动特性相互耦合，转子间相互影响较双支承结构机组明显增大．造成振动故障诊断分析和处理更加困难．根据单支撑轴承座上测量的振动信号难以确定各转子振型、不平衡位置和大小。(2)因对机组轴系不平衡响应特性了解不够，导致现场处理振动实施的一些动平衡方案达不到预期的效果。(3)轴承安装要求非常严格，该轴承的支撑刚度主要取决于轴承底部和轴承支座的瓦枕接触面的接触情况，接触面是现场研磨安装找正，受施工工艺水平的影响较大。

 目前国内已投运的西f]子1  000 MW机组中，部分出现了不同程度的轴系振动问题，有的甚至进一步恶化．严重影响机组的安全稳定运行，虽然国内已开展了该型机组现场振动故障的分析．但对其轴系动力学特性理论研究鲜见于文献。因此．为更好地开展该型机组振动故障的诊断和处理．有必要对该型机组轴系临界转速和不平衡响应等动力学特性进行研究。

1  机组轴系动力学模型

按照机组基本结构尺寸．采用有限元法．对转轴、叶片、叶片与转轴配合的叶根部分等进行动力学模化，共分为256个主单元．轴承简化为弹簧和阻尼器，构建轴系动力学模型，如图1所示。

构建机组轴系动力学模型后，分析轴系转子的静态特性，对各转子模型关键属性参数进行分析和计算，以检查和校核模型参数。得到汽轮机组各转子等效刚体属性参数如表l所示。

 由表l可知，建模过程中汽轮机组轴系结构基本几何参数与实际值吻合．这说明轴系转子建模参数选择基本合理。

2机组轴系临界转速与振型

在轴系有限元模型的基础上，进行临界转速分析，得到该轴系前六阶无阻尼临界转速和振型．结果如图2所示。

图2

由图2可知，计算的汽轮机轴系垂直方向前六阶临界转速分别为709 r/min、1 163 r/min、1 347 r/min、l 354 r/min、1 910 r/min和2 265 r/min,分别对应发电机转子一阶、低压转子-l阶、低压转子2一阶、励磁机转子一阶、中压转子一阶和发电机转子二阶临界转速。表2为德国西门子提供的该型机组临界转速值。与本文计算得到的轴系临界转速对比吻合较好。

3轴系不平衡振动响应分析

为研究在轴系上不同轴向位置加配重对轴系振动的敏感性，对轴系中各转子不平衡量响应进行分析。采取分别在机组转子跨内平衡槽加重位置逐个施加相同的不平衡量，以得到轴系上8个测点处的振动情况，比较分析得出轴系上不同轴向位置加配重对轴系振动的敏感程度和影响规律。轴系现场动平衡常用加重平面位置（箭头所指位置）、振动测点位置分别如图3所示，、

为分析轴系不平衡的稳态响应，分别在轴系加重平面半径为450 mm,与X轴成0°位置处施加lkg的不平衡量U．即U=450 kg．mm∠0°，进行额定工作转速3 000 r/min下的轴系涡动轨迹分析。分别在高压转子前后轴承侧、中压转子前轴承侧与后轴承侧、低压转子1前后轴承侧、低压转子2前后轴承侧施加U后．得到轴系涡动轨迹如图4所示。

 从图4a）和图4b）中涡动轨迹分析可知．在额定工作转速3 000 r/min下，高压转子前轴承侧的不平衡量主要激起轴系高压转子的一阶振动．在高压转子后轴承侧的不平衡量仍主要激起轴系高压转子的一阶振动，且轴系挠曲变形非常明显．从图4c）和图4d）可知，在中压转子前、后轴承侧的加重不平衡量，主要激起轴系中压转子的一阶和两低压转子的二阶振动。从图4 e）和图4 f）可知，低压转子1前、后轴承侧的不平衡量主要激起轴系低压转子l、中压转子和低压转子2的二阶振动。这与中压转子后轴承侧存在不平衡量时的影响不同，中压转子不平衡量主要激起中压转子的一阶振动。在生产现场，可以根据这点区别，判断不平衡量是在中压转子还是低压转子1．此外．低压转子1既与巾压转子相连，也与低压转子2相连，因此低压转子l的不平衡量对巾压转子和低压转子2都有明显影响。从图4 9）和图4 h)可知．在低压转子2前轴承侧加重主要激起轴系低压转子2、低压转子1和发电机转子的二阶振动，在后轴承侧加重则主要激起轴系低压转子2和低压转子l的二阶振动。从图4 i）和图4j)可知，在发电机转子两端施加不平衡量U.显然对汽轮机的影响较小。

对比图4 f）和图4 9），从图中可以看出不平衡量在这2个位置时，引起的涡动轨迹形态基本一致．这是由于低压转子1的后端和低压转子2的前端靠得比较近，一旦这2个位置存在一定的不平衡量，可引起2个低压转子同时振动，而且振型都是二阶振型，导致现场难以区分不平衡量在2个低压转子上的位置。技术人员在现场处理该型机组的振动故障时，也屡次遇到这种情况。

4结论

 采用有限元方法．建立了1  000 MW超超临界汽轮机组轴系动力学模型．计算得到轴系的临界转速与西门子提供的临界转速值接近，验证了动力学模型的正确性：在轴系模型的不同位置加不平衡量，计算轴系的不平衡涡动响应，可得出以下结论：

 (1)在汽轮机组各跨转子内进行加重，轴系振动基本上以该跨转子为主，且同时激起r相邻转子的振动．特别是在中压及低压转子的跨内加重，转子间振动相互影响较大。

 (2)在汽轮机组各转子跨内加重，与之对应测点及相邻测点处振动较大，对不平衡敏感程度较高。

(3)汽轮机组轴向不同位置加重，测点对转子跨内两侧不平衡激励较敏感。

 (4)中压转子的不平衡量会激起自身的一阶振型．而低压转子l的不平衡量会引起中压转子的二阶振型：低压转子1上的不平衡量对中压转子和低压转子2都有影响：两个低压转子的不平衡量影响基本一致，特别是不平衡量出现在两个低压转子之间各自的末级叶片时，难以有效区分不平衡量的位置。

 本文得出的轴系不平衡振动特性结论可为该型机组实际运行过程中的振动故障监测和诊断提供参考。