單支撐1 000 MW汽輪機(jī)支承動(dòng)力特性對(duì)軸系振動(dòng)的影響

賓光富， 姚劍飛， 王 鋼， 崔亞輝

(1.湖南科技大學(xué) 機(jī)械設(shè)備健康維護(hù)湖南省重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室，湖南湘潭 411201；2.北京化工大學(xué) 診斷與自愈工程研究中心，北京 100029； 3.神華國(guó)華(北京)電力研究院有限公司，北京 100025)

單支撐1 000 MW汽輪機(jī)支承動(dòng)力特性對(duì)軸系振動(dòng)的影響

賓光富1， 姚劍飛2， 王 鋼1， 崔亞輝3

(1.湖南科技大學(xué) 機(jī)械設(shè)備健康維護(hù)湖南省重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室，湖南湘潭 411201；2.北京化工大學(xué) 診斷與自愈工程研究中心，北京 100029； 3.神華國(guó)華(北京)電力研究院有限公司，北京 100025)

針對(duì)單支撐1 000 MW汽輪機(jī)軸系中低壓轉(zhuǎn)子軸承3、軸承4和軸承5振動(dòng)超標(biāo)的問(wèn)題，采用有限元法建立軸系動(dòng)力學(xué)有限元模型，在連接兩低壓轉(zhuǎn)子聯(lián)軸器位置施加不平衡激勵(lì)，分析軸系各軸承處振動(dòng)對(duì)聯(lián)軸器處不平衡量的敏感性.通過(guò)調(diào)整支撐兩低壓轉(zhuǎn)子軸承4入口油溫的方式來(lái)改變其支承動(dòng)力特性，并研究了其動(dòng)力特性對(duì)軸系穩(wěn)態(tài)響應(yīng)的影響.結(jié)果表明：支承4的動(dòng)力特性對(duì)支撐低壓轉(zhuǎn)子2的軸承5處振動(dòng)影響最大，軸承4次之，而對(duì)支撐高壓轉(zhuǎn)子的軸承1和軸承2處振動(dòng)影響相對(duì)較小；在工程實(shí)際過(guò)程中，可適當(dāng)提高軸承4的入口油溫來(lái)減小軸系振動(dòng).

汽輪機(jī)； 單支撐； 軸系； 動(dòng)力特性； 穩(wěn)態(tài)響應(yīng)

Abstract： To solve the problem of exssive shafting vibration appearing at bearings 3, 4 and 5 for IP/LP rators in a 1 000 MW steam turbine with single supports, a dynamic finite element model was set up, so as to analyze the sensitivity of vibration of all bearings to the unbalance excited on the coupling connecting two low-pressure rotors. Moreover, the dynamic coefficient of bearing 4 between two LP rators was altered by changing its inlet oil temperture, thus to study the effects of dynamic coefficient on the steady state response of the shafting. Results show that the dynamic coefficient of bearing 4 has the greatest influence on the vibration of bearing 5, followed by bearing 4, which are for supporting of LP rator 2; whereas the dynamic coefficient of bearing 4 has little influence on the vibration of bearing 1 and 2 for the HP rator. The excessive shafting vibration could be reduced by improving the inlet oil temperature of bearing 4 in actual applications.

Key words： steam turbine; single support; shafting; dynamic coefficient; steady state response

某引進(jìn)型1 000 MW超超臨界汽輪機(jī)采用新型的單支撐軸系結(jié)構(gòu)，具有結(jié)構(gòu)緊湊、高效運(yùn)行、運(yùn)行靈活和投資成本低等優(yōu)點(diǎn)，已成為目前百萬(wàn)級(jí)超超臨界機(jī)組中發(fā)展最迅速的機(jī)型[1-2].由于受到單支撐結(jié)構(gòu)特點(diǎn)以及相鄰兩轉(zhuǎn)子間耦合性強(qiáng)等因素的影響，多臺(tái)機(jī)組在運(yùn)行中存在中、低壓缸支撐3號(hào)、4號(hào)和5號(hào)處軸承振動(dòng)超標(biāo)問(wèn)題[3-4].陳建縣[5]分析了西門(mén)子1 000 MW超超臨界機(jī)組7號(hào)機(jī)組4號(hào)瓦振超標(biāo)故障，指出軸瓦支承墊塊的球面與軸承支架圓柱面接觸不良導(dǎo)致其動(dòng)力特性系數(shù)減小，從而引起振動(dòng)超標(biāo).孫慶等[6]采用動(dòng)態(tài)支承剛度邊界的方法研究了不同基礎(chǔ)形式下汽輪發(fā)電機(jī)組軸系的動(dòng)力特性.王秀瑾等[7]分析了軸承座剛度變化對(duì)大型汽輪機(jī)低壓轉(zhuǎn)子臨界轉(zhuǎn)速的影響.Ngo等[8]分析了軸承參數(shù)對(duì)軸系振動(dòng)的影響.楊建剛等[9]研究了汽輪機(jī)組軸承座動(dòng)力特性識(shí)別法.崔亞輝等[10-11]進(jìn)行了1 000 MW汽輪機(jī)組N+1支撐軸系的不平衡響應(yīng)特性分析.由大量文獻(xiàn)資料可知，該類(lèi)機(jī)組軸系振動(dòng)超標(biāo)與4號(hào)軸承處動(dòng)力特性變差有著密切的關(guān)聯(lián)[12].

筆者首先采用有限元法建立汽輪機(jī)軸系動(dòng)力學(xué)有限元模型，通過(guò)在兩低壓轉(zhuǎn)子間聯(lián)軸器處施加不平衡激勵(lì)，分析軸系上5個(gè)軸承處的振動(dòng)情況.然后提高支撐兩低壓轉(zhuǎn)子的軸承4的入口油溫，以改變支承的動(dòng)力特性，進(jìn)行軸系加重響應(yīng)分析，研究支承動(dòng)力特性對(duì)該類(lèi)機(jī)組軸系振動(dòng)的影響，從振動(dòng)波動(dòng)幅度的角度揭示該類(lèi)單支撐機(jī)組中低壓轉(zhuǎn)子處軸承3、軸承4和軸承5振動(dòng)超標(biāo)的原因，為分析和診斷該類(lèi)機(jī)組瓦振超標(biāo)故障提供參考.

1 汽輪機(jī)軸系動(dòng)力學(xué)有限元建模

1.1 動(dòng)力學(xué)有限元模型

單支撐1 000 MW汽輪機(jī)軸系由高壓轉(zhuǎn)子(HP)、中壓轉(zhuǎn)子(IP)、低壓轉(zhuǎn)子1(LP1)和低壓轉(zhuǎn)子2(LP2)通過(guò)剛性聯(lián)軸節(jié)串聯(lián)組成，采用特殊的單支撐形式，除高壓轉(zhuǎn)子有2個(gè)支撐外，其他各轉(zhuǎn)子間均只有1個(gè)支撐，即由5個(gè)徑向橢圓軸承支撐4根轉(zhuǎn)子，這種支撐方式不僅結(jié)構(gòu)比較緊湊，而且能減少基礎(chǔ)變形對(duì)軸承載荷和軸系對(duì)中的影響，使得汽機(jī)轉(zhuǎn)子對(duì)中安裝更容易.汽輪機(jī)軸系布置形式如圖1所示.

根據(jù)軸系基本結(jié)構(gòu)尺寸，結(jié)合各軸承結(jié)構(gòu)和實(shí)際運(yùn)行參數(shù)，采用有限元法建立單支撐1 000 MW汽輪機(jī)軸系動(dòng)力學(xué)有限元模型，如圖2所示.軸系轉(zhuǎn)子模型共有222個(gè)主單元、685個(gè)子單元、64個(gè)轉(zhuǎn)盤(pán)、226個(gè)結(jié)點(diǎn)，總計(jì)904個(gè)自由度，其中結(jié)點(diǎn)3、結(jié)點(diǎn)40、結(jié)點(diǎn)98、結(jié)點(diǎn)160和結(jié)點(diǎn)222依次為5個(gè)軸承中心位置(即支撐中心位置)，結(jié)點(diǎn)168為兩低壓轉(zhuǎn)子間聯(lián)軸器的平衡配重螺栓端面.由于汽輪機(jī)各轉(zhuǎn)子直接采用靠背輪進(jìn)行剛性連接，故可將聯(lián)軸器?；幚頌檩S段.同時(shí)，為使轉(zhuǎn)子在靜止?fàn)顟B(tài)下的軸系中心線呈一條平滑曲線，以最大限度避免剛性聯(lián)軸器對(duì)轉(zhuǎn)子產(chǎn)生附加約束，根據(jù)各轉(zhuǎn)子靜態(tài)撓度或靠背輪端面轉(zhuǎn)角設(shè)定各支撐的標(biāo)高值.

圖1 軸系結(jié)構(gòu)示意圖

圖2 單支撐1 000 MW汽輪機(jī)軸系動(dòng)力學(xué)有限元模型

1.2 軸系臨界轉(zhuǎn)速與振型分析

在軸系動(dòng)力學(xué)有限元模型基礎(chǔ)上，采用直接積分法求解微分方程的齊次解，得到軸系前四階無(wú)阻尼臨界轉(zhuǎn)速及振型，結(jié)果如圖3所示.

根據(jù)分析可知該汽輪機(jī)軸系垂直方向前四階臨界轉(zhuǎn)速分別為1 185 r/min、1 362 r/min、1 990 r/min和2 693 r/min，分別對(duì)應(yīng)LP1、LP2、IP和HP轉(zhuǎn)子型的臨界轉(zhuǎn)速，且軸系各階振型均為各轉(zhuǎn)子的一階振型，即軸系第一階為L(zhǎng)P1轉(zhuǎn)子型振型，第二階為L(zhǎng)P2轉(zhuǎn)子型振型，第三階為IP轉(zhuǎn)子型振型，第四階為HP轉(zhuǎn)子型振型.轉(zhuǎn)子和軸承等邊界條件的合理選取直接關(guān)系到動(dòng)力學(xué)有限元模型的準(zhǔn)確性，目前大多通過(guò)計(jì)算臨界轉(zhuǎn)速值與實(shí)測(cè)值進(jìn)行對(duì)比確定[13].軸系各轉(zhuǎn)子臨界轉(zhuǎn)速計(jì)算值與設(shè)計(jì)值的對(duì)比見(jiàn)表1.由表1可知，兩者最大誤差不超過(guò)5%，說(shuō)明建模參數(shù)選取合理[14].

1.3 軸系不平衡響應(yīng)分析

在軸系瓦振過(guò)高的現(xiàn)場(chǎng)處理過(guò)程中，目前大多通過(guò)在軸系兩低壓轉(zhuǎn)子的末級(jí)葉輪處或聯(lián)軸器端部進(jìn)行加重做動(dòng)平衡方式，以減少軸系不平衡激勵(lì)，從而降低軸承3、軸承4和軸承5處的振動(dòng).因此可在連接兩低壓轉(zhuǎn)子聯(lián)軸器附近加重平衡端面來(lái)施加不平衡激勵(lì)，以研究軸系在不平衡激勵(lì)下的響應(yīng)變化情況.在圖2中的結(jié)點(diǎn)168上施加320 kg·mm∠0°不平衡量，進(jìn)行軸系不平衡響應(yīng)分析，得到軸系5個(gè)軸承處y方向振動(dòng)峰峰值，如圖4所示.

(a)第一階

(b)第二階

(c)第三階

(d)第四階

轉(zhuǎn)子名稱(chēng)設(shè)計(jì)值/(r·min-1)計(jì)算值/(r·min-1)誤差/%HP264026932.0IP192019903.5LP112001185-1.3LP2132013623.1

由圖4可知，在轉(zhuǎn)速為1 200 r/min左右時(shí)，軸承5和軸承3處有明顯峰值，對(duì)應(yīng)軸系第一階臨界轉(zhuǎn)速；當(dāng)轉(zhuǎn)速在1 500～3 200 r/min時(shí)，軸承3、軸承4和軸承5的振幅明顯比軸承1和軸承2的振幅大，其中軸承5的振幅比軸承4的振幅還大，說(shuō)明軸承5對(duì)LP2不平衡非常敏感；當(dāng)轉(zhuǎn)速在3 200～3 500 r/min時(shí)，5個(gè)軸承的振幅逐漸增大，其中軸承5的振幅增大最快.

圖4 軸系5個(gè)軸承處y方向振動(dòng)位移響應(yīng)

為了解軸系整體振動(dòng)情況，分析1 500 r/min和3 000 r/min轉(zhuǎn)速下軸系的渦動(dòng)情況，結(jié)果如圖5所示.

(a)轉(zhuǎn)速1 500 r/min

(b)轉(zhuǎn)速3 000 r/min

由圖5可知，在轉(zhuǎn)速為1 500 r/min時(shí)，軸系中兩低壓轉(zhuǎn)子仍主要表現(xiàn)為第一階振型，而在轉(zhuǎn)速為3 000 r/min時(shí)，則以第二階振型為主，且LP2的振動(dòng)位移比LP1的振動(dòng)位移大，也就是轉(zhuǎn)子的撓曲變形程度更大.另外，2種轉(zhuǎn)速下，HP和IP的振動(dòng)位移均不大，這也與圖4中5個(gè)軸承處不平衡響應(yīng)分析的結(jié)果一致.

2 支承動(dòng)力特性對(duì)軸系振動(dòng)的影響

2.1 支承動(dòng)力特性變化分析

單支撐1 000 MW汽輪機(jī)軸承3、軸承4和軸承5采用改進(jìn)型橢圓油膜軸承，該軸承具有承載載荷重、金屬瓦溫高、軸承比壓大和穩(wěn)定性好等特點(diǎn)，而目前汽輪機(jī)軸承的進(jìn)油溫度一般要求控制在50 ℃以下，為模擬實(shí)際機(jī)組支承動(dòng)力特性的變化情況，將軸承4的入口油溫作為變量，分別針對(duì)入口油溫45 ℃和50 ℃ 2種情況，分析支承油膜的動(dòng)力特性系數(shù)，其中主剛度系數(shù)(Kxx、Kyy)和主阻尼系數(shù)(Cxx、Cyy)如圖6所示.

為定量分析因入口油溫升高5 K后油膜動(dòng)力特性系數(shù)的變化情況，分別對(duì)1 000 r/min、2 000 r/min、3 000 r/min和3 500 r/min轉(zhuǎn)速下的8個(gè)動(dòng)力特性系數(shù)變化情況進(jìn)行研究，結(jié)果如表2所示.

(a)入口油溫45 °C

(b)入口油溫50 °C

轉(zhuǎn)速/(r·min-1)ΔKxx/%ΔKxy/%ΔKyx/%ΔKyy/%ΔCxx/%ΔCxy/%ΔCyx/%ΔCyy/%10002.878.396.3610.061.806.696.696.802000-0.4326.122.5610.00-7.67-4.00-4.001.0930001.3321.612.936.71-2.491.601.602.763500-1.7464.110.998.98-9.23-5.82-5.82-0.29

由表2可以明顯看出，隨著入口油溫的升高，油膜的動(dòng)力特性系數(shù)均發(fā)生變化，其中y方向的主剛度系數(shù)Kyy增幅較大，達(dá)到10%左右，交叉剛度系數(shù)Kxy的增幅最大.油膜主阻尼系數(shù)變化則相對(duì)較小，其中x方向的主阻尼系數(shù)減小，而y方向的主阻尼系數(shù)則略有增大.

2.2 支承4動(dòng)力特性對(duì)軸系振動(dòng)的影響

將軸承4入口油溫提高5 K后的油膜主剛度系數(shù)和主阻尼系數(shù)導(dǎo)入軸系動(dòng)力學(xué)有限元模型中，施加同樣的不平衡激勵(lì)，進(jìn)行不平衡響應(yīng)分析，得到軸系5個(gè)軸承處y方向振動(dòng)情況，如圖7所示.

圖7 改變?nèi)肟谟蜏睾筝S系5個(gè)軸承處y方向振動(dòng)位移響應(yīng)

Fig.7 Displacement response inydirection of the five bearings after the rise in inlet oil temperature

由圖7可知，當(dāng)軸承4入口油溫升高5 K后，同樣在轉(zhuǎn)速為1 200 r/min左右，軸承5和軸承3處振幅有明顯峰值，對(duì)應(yīng)IP的臨界轉(zhuǎn)速；在轉(zhuǎn)速1 500～3 200 r/min時(shí)，軸承5、軸承4和軸承3處振動(dòng)仍占主導(dǎo)地位；當(dāng)轉(zhuǎn)速繼續(xù)增大時(shí)，5個(gè)軸承處振幅逐漸增大，尤其是軸承5處振幅增大非常明顯.但與軸承4入口油溫為45 ℃時(shí)相比，相同轉(zhuǎn)速下軸承5對(duì)應(yīng)的振幅稍微偏小.為了便于說(shuō)明支承4動(dòng)力特性變化對(duì)軸系振動(dòng)的影響，將軸承4的入口油溫從45 ℃提高到50 ℃時(shí)，對(duì)軸系5個(gè)軸承處的振幅增量進(jìn)行對(duì)比，經(jīng)處理后得到y(tǒng)方向振幅變化量隨轉(zhuǎn)速變化的曲線，如圖8所示.

由圖8可知，當(dāng)軸承4入口油溫升高5 K后，從整體振幅變化趨勢(shì)來(lái)看，軸承5處振幅變化量最大， 軸承4次之，軸承3再次之，而軸承1和軸承2處振幅變化量相對(duì)較小，且在轉(zhuǎn)速1 000～3 300 r/min時(shí)軸承1和軸承2處振幅減少量均在 1 μm以?xún)?nèi)；在轉(zhuǎn)速1 500～3 000 r/min時(shí)，軸承5、軸承4和軸承3處振幅減少量呈逐漸增大趨勢(shì)，且軸承5處振幅減少量最大達(dá)到2.7 μm，軸承4處振幅減少量最大達(dá)到1.6 μm；隨著轉(zhuǎn)速繼續(xù)增大，軸承5、軸承4和軸承3處振幅減少量開(kāi)始快速增大，尤其是在轉(zhuǎn)速為3 500 r/min時(shí)，分別達(dá)到3.6 μm、2.2 μm和2.1 μm，振幅減少量增大趨勢(shì)非常明顯，這可能與高速下軸承4主阻尼系數(shù)減小有一定的關(guān)系.

3 結(jié) 論

(1)建立了單支撐1 000 MW汽輪機(jī)軸系動(dòng)力學(xué)有限元模型，連接兩低壓轉(zhuǎn)子聯(lián)軸器處不平衡激勵(lì)可有效激起軸系第一階臨界轉(zhuǎn)速，同時(shí)軸系軸承5、軸承4和軸承3處振動(dòng)敏感，而對(duì)軸承1和軸承2處振動(dòng)影響相對(duì)很小，尤其是在轉(zhuǎn)速為3 000 r/min左右，軸承5和軸承4的振幅非常明顯.

圖8 軸承4入口油溫升高5 K后軸系5個(gè)軸承處y方向振幅變化量隨轉(zhuǎn)速的變化

(2)支承4動(dòng)力特性對(duì)軸承5、軸承4和軸承3處的振動(dòng)影響程度比對(duì)軸承1和軸承2處的振動(dòng)影響程度大，且對(duì)軸承5處振動(dòng)影響表現(xiàn)尤為敏感.可通過(guò)提高軸承4的入口油溫來(lái)減小軸系軸承3、軸承4和軸承5的振幅.

(3)由于單支撐1 000 MW汽輪機(jī)軸系的低壓轉(zhuǎn)子由單支承支撐，其承載能力大、相互耦合性強(qiáng)，支承4的動(dòng)力特性對(duì)該類(lèi)軸系的低壓轉(zhuǎn)子振動(dòng)非常敏感，在今后的振動(dòng)問(wèn)題分析中需引起注意.

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Effects of Bearing Dynamic Coefficient on Shafting Vibration of the 1 000 MW Steam Turbine with Single Supports

BINGuangfu1,YAOJianfei2,WANGGang1,CUIYahui3

(1. Hunan Provincial Key Laboratory of Health Maintenance for Mechanical Equipment, Hunan University of Science and Technology, Xiangtan 411201, Hunan Province, China; 2. Diagnosis and Self-recovering Research Center, Beijing University of Chemical Technology, Beijing 100029, China;3. Shenhua Guohua (Beijing) Electric Power Research Institute Co., Ltd., Beijing 100025, China)

2016-10-17

2016-11-14

國(guó)家自然科學(xué)基金資助項(xiàng)目(51575176, 51375162, 11672106)；湖南省教育廳資助項(xiàng)目(13A023, 15B085)

賓光富(1981-)，男，湖南衡山人，副教授，博士，研究方向?yàn)橥钙綑C(jī)械動(dòng)力學(xué)與振動(dòng)控制. 崔亞輝(通信作者)，男，高工，博士，電話(Tel.)：15910279745；E-mail：cuiyahuicui@163.com．

1674-7607(2017)10-0796-05

TH113.1，O327

A

470.30