不平衡導(dǎo)致的發(fā)電機(jī)組轉(zhuǎn)子反向渦動(dòng)分析

趙 博， 何國安， 闞選恩， 姜廣政， 常東鋒

(1． 西安熱工研究院有限公司， 西安 710054； 2． 西安西熱節(jié)能技術(shù)有限公司， 西安 710054； 3． 西安理工大學(xué) 機(jī)械與精密儀器工程學(xué)院， 西安 710048)

大型汽輪發(fā)電機(jī)組是電力系統(tǒng)的核心設(shè)備，其發(fā)生振動(dòng)故障會(huì)影響設(shè)備的安全穩(wěn)定運(yùn)行，造成嚴(yán)重的經(jīng)濟(jì)損失，甚至發(fā)生災(zāi)難性事故?；谡駝?dòng)數(shù)據(jù)分析的軸系故障診斷可以在故障發(fā)生早期確定其原因，進(jìn)而根據(jù)診斷結(jié)果及時(shí)采取措施保障機(jī)組長期安全運(yùn)行[1]。因此，針對(duì)大型汽輪發(fā)電機(jī)組軸系的動(dòng)力學(xué)行為研究具有重要意義。

轉(zhuǎn)子進(jìn)動(dòng)方向是振動(dòng)故障診斷和治理的重要依據(jù)特征之一[2-3]。為了準(zhǔn)確建立轉(zhuǎn)子反向渦動(dòng)行為與故障之間的映射關(guān)系，研究人員對(duì)轉(zhuǎn)子反向渦動(dòng)機(jī)理開展了大量研究。動(dòng)靜碰摩[4-5]、軸頸呼吸裂紋[6]、轉(zhuǎn)子剛度不對(duì)稱[7-8]和軸承非線性[9]等均會(huì)導(dǎo)致轉(zhuǎn)子發(fā)生具有相應(yīng)特征的反向渦動(dòng)。質(zhì)量不平衡是旋轉(zhuǎn)機(jī)械最常見的振動(dòng)故障來源，據(jù)統(tǒng)計(jì)，旋轉(zhuǎn)機(jī)械70%以上的振動(dòng)故障與質(zhì)量不平衡有關(guān)[10]。傳統(tǒng)理論認(rèn)為，不平衡激振力作用下，僅在支撐剛度非對(duì)稱導(dǎo)致的臨界轉(zhuǎn)速分離區(qū)域內(nèi)轉(zhuǎn)子才會(huì)發(fā)生反向渦動(dòng)[11]。Muszynska[12]對(duì)懸臂外伸端轉(zhuǎn)子進(jìn)行振動(dòng)試驗(yàn)發(fā)現(xiàn)，軸承剛度為非對(duì)稱且彎曲和不平衡同時(shí)存在時(shí)，轉(zhuǎn)子反向渦動(dòng)轉(zhuǎn)速區(qū)域可能超出臨界轉(zhuǎn)速分離區(qū)域。吳文青等[13]利用有限元法研究了大型汽輪機(jī)低壓轉(zhuǎn)子不平衡和彎曲響應(yīng)特性，并分析了軸承對(duì)稱特性對(duì)振動(dòng)響應(yīng)的影響。Rao等[14]為識(shí)別轉(zhuǎn)子渦動(dòng)方向，在振動(dòng)測(cè)試系統(tǒng)中專門設(shè)計(jì)了復(fù)雜的計(jì)算電路，并通過試驗(yàn)證明了軸承間隙周向不均勻可導(dǎo)致Jeffcott轉(zhuǎn)子反向渦動(dòng)。王杰等[15]建立了雙轉(zhuǎn)子系統(tǒng)有限元模型，研究了軸承非對(duì)稱系數(shù)對(duì)反進(jìn)動(dòng)轉(zhuǎn)速區(qū)域的影響。綜上，對(duì)不平衡離心力作用下的轉(zhuǎn)子反向渦動(dòng)問題的研究主要集中在臨界轉(zhuǎn)速分離區(qū)域，缺少對(duì)其他工作轉(zhuǎn)速下反向渦動(dòng)實(shí)測(cè)案例的介紹分析。

滑動(dòng)軸承剛度非對(duì)稱設(shè)計(jì)有穩(wěn)定性高的優(yōu)點(diǎn)，是大型汽輪發(fā)電機(jī)組軸系設(shè)計(jì)普遍采用的技術(shù)方案[11]。大型汽輪發(fā)電機(jī)組軸系較長，且冷熱態(tài)中心變化大，各軸瓦載荷很難始終保持理想狀態(tài)，可能使軸瓦在不同方向的剛度差異更為明顯[16]，此外，現(xiàn)實(shí)中發(fā)生的軸系質(zhì)量不平衡通常為多面不平衡?；谏鲜鎏攸c(diǎn)，筆者通過簡(jiǎn)化模型的理論推導(dǎo)和現(xiàn)場(chǎng)實(shí)例分析，對(duì)不平衡導(dǎo)致的轉(zhuǎn)子反向渦動(dòng)問題進(jìn)行研究。推導(dǎo)了使用相對(duì)軸振測(cè)量結(jié)果來判斷軸頸渦動(dòng)方向的數(shù)學(xué)表達(dá)式，建立了非對(duì)稱支撐轉(zhuǎn)子動(dòng)力學(xué)分析簡(jiǎn)化模型，分析了不平衡質(zhì)量的軸向位置、大小和所在角度對(duì)轉(zhuǎn)子渦動(dòng)方向的影響規(guī)律。

1 轉(zhuǎn)子渦動(dòng)監(jiān)測(cè)

大型汽輪發(fā)電機(jī)組普遍配備軸系振動(dòng)監(jiān)測(cè)系統(tǒng)，典型傳感器布置方式為每個(gè)軸承處安裝夾角為90°的2個(gè)電渦流探頭，如圖1所示。采集的原始振動(dòng)位移信號(hào)經(jīng)過傅里葉分解，將2個(gè)方向位移的一倍頻分量表示為：

(1)

式中：Sx(t)、Sy(t)分別為軸徑在X和Y方向位移的一倍頻分量；Ax、φx分別為SX傳感器測(cè)得的振動(dòng)幅值和相位；Ay、φy分別為SY傳感器測(cè)得的振動(dòng)幅值和相位；ω為轉(zhuǎn)子轉(zhuǎn)動(dòng)角速度；t為時(shí)間。

圖1 轉(zhuǎn)子渦動(dòng)及振動(dòng)測(cè)量系統(tǒng)示意圖Fig.1 Schematic diagram of rotor whirl orbit and vibration measurement

設(shè)圖1中固定坐標(biāo)系Y軸與傳感器SY的夾角為α，表示傳感器的安裝角。則此固定坐標(biāo)系下軸心實(shí)時(shí)坐標(biāo)(x,y)和軸振(Sx,Sy)之間的換算關(guān)系為：

(2)

轉(zhuǎn)子渦動(dòng)方向即圖1中軸心軌跡中軸心的移動(dòng)方向。當(dāng)渦動(dòng)方向和轉(zhuǎn)子轉(zhuǎn)動(dòng)方向相同時(shí)為正向渦動(dòng)，相反時(shí)為反向渦動(dòng)[11,14]。設(shè)φ為軸心在固定坐標(biāo)系中的方位角，根據(jù)圖1中幾何關(guān)系，有：

(3)

將式(1)、式(2)代入式(3)并對(duì)t求導(dǎo)數(shù)，得到方位角φ的變化率：

(4)

(5)

由式(5)可知，通過2個(gè)正交布置探頭測(cè)得振動(dòng)的相位關(guān)系即可判斷轉(zhuǎn)子渦動(dòng)方向。由于式(4)中不含傳感器安裝角α，表明截面上2個(gè)傳感器只需保持相互垂直，安裝角不影響渦動(dòng)方向的判斷結(jié)果。

2 非對(duì)稱支撐轉(zhuǎn)子系統(tǒng)響應(yīng)分析

圖2為非對(duì)稱支撐轉(zhuǎn)子簡(jiǎn)化模型示意圖。對(duì)實(shí)際模型進(jìn)行簡(jiǎn)化，使系統(tǒng)在X方向和Y方向上的自由度能夠解耦，忽略軸承剛度和阻尼的交叉項(xiàng)，也不考慮陀螺效應(yīng)的影響。模型中轉(zhuǎn)子為軸對(duì)稱，軸承在X、Y方向具有不同的剛度(記為Kx、Ky)和阻尼(記為Cx、Cy)。

圖2 非對(duì)稱支撐轉(zhuǎn)子簡(jiǎn)化模型Fig.2 Simplified model of non-axisymmetric support-rotor

由于系統(tǒng)在剛度不同的2個(gè)方向是解耦的，設(shè)X方向第i階固有頻率為ωx,i，Y方向第i階固有頻率為ωy,i，分別對(duì)應(yīng)主振型φx,i和φy,i。若2個(gè)方向上有前n階模態(tài)需要考慮，根據(jù)模態(tài)疊加法，軸向坐標(biāo)為z處截面軸心位移可表示為：

(6)

式中：ηx,i(t)和ηy,i(t)分別為X方向和Y方向的第i階正則坐標(biāo)。

當(dāng)忽略軸承非對(duì)稱特性時(shí)，轉(zhuǎn)子系統(tǒng)固有頻率成對(duì)出現(xiàn)，即ωx,i=ωy,i，也分別對(duì)應(yīng)OXZ和OYZ平面內(nèi)的相同振型。2個(gè)方向剛度不同時(shí)，原先重合的固有頻率分離，一個(gè)對(duì)應(yīng)剛度小的方向，另一個(gè)對(duì)應(yīng)剛度大的方向。不失一般性，假設(shè)Kx

(7)

式中：qx,i(t)和qy,i(t)分別為X方向和Y方向第i個(gè)正則坐標(biāo)的廣義力；ξx,i和ξy,i分別為X方向和Y方向第i階模態(tài)阻尼比。

如圖2所示，轉(zhuǎn)子軸向位置l1處有大小為f1、相位為θ1的不平衡激振力，X方向和Y方向的不平衡力Qx,1和Qy,1可用復(fù)數(shù)表示為：

(8)

對(duì)應(yīng)的正則坐標(biāo)下的廣義力為：

(9)

將式(9)代入式(7)得到第i組正則坐標(biāo)方程為：

(10)

求解方程組(10)，得到當(dāng)轉(zhuǎn)子軸向位置l1處有大小為f1、相位為θ1的不平衡激振力時(shí)，X方向第i階正則坐標(biāo)方程的解為：

(11)

將式(11)代入式(6)可得：

Sx(z,t)=

f1ei(ω t-θ1)Cx(l1,z)

(12)

式中：Cx(l1,z)為在l1處0°位置加重單位質(zhì)量時(shí)，在轉(zhuǎn)子z處X方向的響應(yīng)，即通常所說的l1處加重對(duì)測(cè)量截面處X方向振動(dòng)的影響系數(shù)。

Cx(l1,z)=

(13)

Cy(l1,z)=

(14)

根據(jù)線性疊加原理，當(dāng)在軸向l1和l2位置分別有不平衡量G(l1)和G(l2)時(shí)，轉(zhuǎn)子z0處的不平衡響應(yīng)為：

(15)

從式(13)和式(14)可以看出，當(dāng)n>2，且l1、l2和z0不在振型節(jié)點(diǎn)時(shí)，影響系數(shù)滿足以下關(guān)系：

(16)

在式(16)的前提下，由式(15)可知，對(duì)于任意一組振動(dòng)Sx(z0)和Sy(z0)，都有唯一的一組加重方式與之對(duì)應(yīng)。因此，必然有加重方式G(l1)和G(l2)使轉(zhuǎn)子z0處的Sx(z0)和Sy(z0)滿足任何相位關(guān)系，包括滿足式(5)定義的反向渦動(dòng)情形。

(17)

與式(16)類似，只要滿足

(18)

則必然存在加重方式G(l2)，使加重后Sx(z0)和Sy(z0)滿足任何相位關(guān)系，包括滿足式(5)定義的反向渦動(dòng)情形。

3 軸頸反向渦動(dòng)現(xiàn)場(chǎng)案例

3.1 案例一

神華神東電力新疆準(zhǔn)東五彩灣發(fā)電有限公司(以下簡(jiǎn)稱神華五彩灣電廠)3號(hào)機(jī)組汽輪機(jī)為間接空冷、超超臨界、三缸兩排汽660 MW汽輪機(jī)，配以水氫氫冷型發(fā)電機(jī)。汽輪機(jī)各轉(zhuǎn)子為雙支撐，發(fā)電機(jī)-集電環(huán)轉(zhuǎn)子為3支撐結(jié)構(gòu)，軸系簡(jiǎn)圖見圖3。

機(jī)組于2019年底進(jìn)入整套啟動(dòng)試運(yùn)行階段。機(jī)組調(diào)試沖轉(zhuǎn)到3 000 r/min后，9號(hào)軸承處相對(duì)軸振偏大，振動(dòng)最大的9X測(cè)點(diǎn)峰峰值超過110 μm，超出了新機(jī)投產(chǎn)的振動(dòng)保證值?，F(xiàn)場(chǎng)振動(dòng)測(cè)試結(jié)果顯示振動(dòng)以基頻分量為主，3 000 r/min空載工況下振動(dòng)幅值和相位相對(duì)穩(wěn)定。表1給出了機(jī)組定速3 000 r/min空載工況下軸系8號(hào)和9號(hào)軸承處的振動(dòng)數(shù)據(jù)。分析認(rèn)為振動(dòng)偏大的原因?yàn)檩S系存在一定的質(zhì)量不平衡，可以通過現(xiàn)場(chǎng)高速動(dòng)平衡降低9號(hào)軸承軸振水平。

圖3 660 MW汽輪發(fā)電機(jī)組軸系簡(jiǎn)圖Fig.3 Schematic diagram of 660 MW turbine generator set

為了排除軸頸表面存在不圓度、材質(zhì)不均和局部剩磁對(duì)振動(dòng)信號(hào)的影響，本文3個(gè)案例中振動(dòng)數(shù)據(jù)已扣除200 r/min下測(cè)得的晃度。

經(jīng)計(jì)算，提供動(dòng)平衡方案為9號(hào)軸承后平衡盤330°位置加重230 g。在調(diào)試過程停機(jī)窗口實(shí)施加重，方案實(shí)施后軸系振動(dòng)水平顯著降低，相同工況下各測(cè)點(diǎn)振動(dòng)均在50 μm以下，相關(guān)測(cè)點(diǎn)振動(dòng)數(shù)據(jù)見表1。根據(jù)第1節(jié)中提出的渦動(dòng)方向判定準(zhǔn)則，比較X方向和Y方向的軸振基頻相位，可以看出平衡前8號(hào)和9號(hào)軸承處均為正向渦動(dòng)，平衡后9號(hào)軸承處軸頸為反向渦動(dòng)。圖4給出了機(jī)組動(dòng)平衡前后8號(hào)和9號(hào)軸承處軸心渦動(dòng)軌跡，圖4(d)驗(yàn)證了平衡后9號(hào)軸承處軸頸渦動(dòng)方向?yàn)榉聪颉?/p>

3.2 案例二

華能營口電廠3號(hào)機(jī)組為600 MW超超臨界汽輪發(fā)電機(jī)組，投產(chǎn)于2007年。其汽輪機(jī)為高中壓合缸，較圖3中機(jī)型少2個(gè)軸承，因此集電環(huán)前后為6號(hào)和7號(hào)軸承。機(jī)組于2017年經(jīng)歷一次A級(jí)檢修后于4月24日啟動(dòng)，定速3 000 r/min后測(cè)試結(jié)果顯示7X和7Y測(cè)點(diǎn)峰峰值均在130 μm以上，超過了報(bào)警值。利用機(jī)組檢修后試驗(yàn)過程中短期停機(jī)機(jī)會(huì)，現(xiàn)場(chǎng)對(duì)集電環(huán)小軸提供高速動(dòng)平衡方案，在集電環(huán)尾部平衡槽上加重200 g∠85°。

表2給出了加重前后6號(hào)和7號(hào)軸承振動(dòng)數(shù)據(jù)，動(dòng)平衡處理后，軸系6號(hào)和7號(hào)軸承處振動(dòng)均顯著降低。圖5為該發(fā)電機(jī)組動(dòng)平衡前后6號(hào)和7號(hào)軸承處軸心渦動(dòng)軌跡。從圖5中的軸心渦動(dòng)軌跡和表2中的基頻振動(dòng)相位都可以看出，動(dòng)平衡處理后7號(hào)軸承處軸頸為反向渦動(dòng)。

表1 神華五彩灣電廠3號(hào)機(jī)組動(dòng)平衡前后振動(dòng)數(shù)據(jù)

(a) 8號(hào)軸承平衡前

(b) 8號(hào)軸承平衡后

(c) 9號(hào)軸承平衡前

(d) 9號(hào)軸承平衡后圖4 神華五彩灣電廠3號(hào)機(jī)組動(dòng)平衡前后8號(hào)和9號(hào)軸承處軸心渦動(dòng)軌跡Fig.4 Shaft whirl orbit at No.8 and No.9 bearings before and after dynamic balance of No.3 unit of Shenhua Wucaiwan Power Plant

表2 華能營口電廠3號(hào)機(jī)組動(dòng)平衡前后振動(dòng)數(shù)據(jù)

(a) 6號(hào)軸承平衡前

(b) 6號(hào)軸承平衡后

(c) 7號(hào)軸承平衡前

(d) 7號(hào)軸承平衡后圖5 華能營口電廠3號(hào)機(jī)組動(dòng)平衡前后6號(hào)和7號(hào)軸承處軸心渦動(dòng)軌跡Fig.5 Shaft whirl orbit at No.6 and No.7 bearings before and after dynamic balance of No.3 unit of Huaneng Yingkou Power Plant

3.3 案例三

新疆準(zhǔn)東特變能源有限責(zé)任公司(以下簡(jiǎn)稱準(zhǔn)東特變電工)1號(hào)機(jī)組與案例一機(jī)型相同，軸系簡(jiǎn)圖如圖3所示。在3 000 r/min工況下9號(hào)軸承X方向相對(duì)軸振超過220 μm，不滿足長期運(yùn)行的要求。2020年10月27日，對(duì)1號(hào)機(jī)組帶負(fù)荷穩(wěn)定運(yùn)行、滑參數(shù)降負(fù)荷及惰走過程進(jìn)行了詳細(xì)振動(dòng)測(cè)試。測(cè)試期間機(jī)組9號(hào)軸承X方向軸振最高達(dá)到237 μm，振動(dòng)主要為基頻分量，幅值約有50 μm的波動(dòng)。

根據(jù)振動(dòng)測(cè)試結(jié)果，發(fā)電機(jī)-集電環(huán)轉(zhuǎn)子振動(dòng)以基頻分量為主，為質(zhì)量不平衡導(dǎo)致的強(qiáng)迫振動(dòng)?；l振動(dòng)的幅值和相位在不同工況下有所變化，表明其平衡狀態(tài)也受工況影響，為不穩(wěn)定的質(zhì)量不平衡問題。由于幅值和相位在一定范圍內(nèi)波動(dòng)，分析認(rèn)為可以嘗試通過現(xiàn)場(chǎng)高速動(dòng)平衡的手段改善其振動(dòng)水平。根據(jù)現(xiàn)場(chǎng)振動(dòng)測(cè)試結(jié)果，為降低1號(hào)機(jī)組在帶負(fù)荷工況下9號(hào)軸承處的軸振幅值，現(xiàn)場(chǎng)計(jì)算并給出了動(dòng)平衡方案，加重位置為集電環(huán)小軸尾部平衡盤。在集電環(huán)小軸尾部平衡盤加重245 g，加重后滿負(fù)荷工況下，各測(cè)點(diǎn)振動(dòng)均在70 μm以下，如表3所示。與前2個(gè)案例相似，加重后9號(hào)軸承處軸頸同樣為反向渦動(dòng)。圖6為該機(jī)組動(dòng)平衡前后8號(hào)和9號(hào)軸承軸心渦動(dòng)軌跡。

表3 準(zhǔn)東特變電工1號(hào)機(jī)組動(dòng)平衡前后振動(dòng)數(shù)據(jù)

3.4 實(shí)測(cè)反向渦動(dòng)原因分析

本節(jié)中的3個(gè)案例對(duì)應(yīng)于第2節(jié)中分析的第二種情形，即式(17)和式(18)對(duì)應(yīng)的情況，如果平衡前振動(dòng)矢量與加重影響系數(shù)不成比例，則可能出現(xiàn)加重后軸頸為反向渦動(dòng)。表4為發(fā)生反向渦動(dòng)軸承處的軸頸振動(dòng)數(shù)據(jù)。表5給出了軸徑發(fā)生反向渦動(dòng)軸承處相位差和渦動(dòng)方向。以案例一為例，初始振動(dòng)矢量和影響系數(shù)如下：

(a) 8號(hào)軸承平衡前

(b) 8號(hào)軸承平衡后

(c) 9號(hào)軸承平衡前

(d) 9號(hào)軸承平衡后

(19)

表4 案例中發(fā)生反向渦動(dòng)軸承處軸頸振動(dòng)數(shù)據(jù)

表5 案例中發(fā)生反向渦動(dòng)軸承處軸頸振動(dòng)特征

將式(19)中數(shù)據(jù)變換為復(fù)數(shù)形式后代入式(18)，可知行列式不為零，即只要在集電環(huán)后平衡盤配重的大小和角度滿足一定關(guān)系，9號(hào)軸承處軸頸就會(huì)出現(xiàn)反向渦動(dòng)。根據(jù)式(5)和式(17)可知，轉(zhuǎn)子在z0處發(fā)生反向渦動(dòng)的充分必要條件是π<φy-φx<2π，即

(20)

為了方便表示，加重矢量表示形式由“重量∠角度”變?yōu)椤皩?shí)部+ i×虛部”。圖7給出了9號(hào)軸承2個(gè)方向上的振動(dòng)相位差與加重矢量之間的關(guān)系。從圖7可以看出，存在小部分區(qū)域使相位差處于180°以上，對(duì)應(yīng)轉(zhuǎn)子為反向渦動(dòng)。

圖7 振動(dòng)相位差與加重矢量之間的關(guān)系Fig.7 Relationship between the difference of the vibration phase angle and the balance vector

把發(fā)電機(jī)和集電環(huán)轉(zhuǎn)子看成一個(gè)整體時(shí)，工作轉(zhuǎn)速下軸系振動(dòng)受4個(gè)模態(tài)影響。在3 000 r/min以下有2個(gè)臨界轉(zhuǎn)速，分別對(duì)應(yīng)發(fā)電機(jī)轉(zhuǎn)子主導(dǎo)的一階和二階振型。在3 000 r/min以上有發(fā)電機(jī)轉(zhuǎn)子三階和集電環(huán)小軸一階臨界轉(zhuǎn)速。

圖8為案例一中發(fā)電機(jī)前軸承Y方向(7Y)軸振BODE圖。從圖8可以看出，在0～3 000 r/min范圍內(nèi)，7Y軸振一倍頻峰值出現(xiàn)在769 r/min和2 053 r/min，分別為發(fā)電機(jī)轉(zhuǎn)子的一階和二階臨界轉(zhuǎn)速。由于發(fā)電機(jī)轉(zhuǎn)子開線槽導(dǎo)致剛度不對(duì)稱，轉(zhuǎn)速接近模態(tài)頻率0.5倍時(shí)可能出現(xiàn)的二倍頻振動(dòng)峰值，對(duì)應(yīng)轉(zhuǎn)速為副臨界。在1 025 r/min和2 570 r/min出現(xiàn)了7Y軸振二倍頻分量峰值，分別對(duì)應(yīng)于發(fā)電機(jī)轉(zhuǎn)子二階和三階臨界轉(zhuǎn)速的0.5倍，因此推測(cè)其三階臨界轉(zhuǎn)速為5 140 r/min左右?？梢钥闯?，此機(jī)型工作轉(zhuǎn)速對(duì)發(fā)電機(jī)二階和三階臨界轉(zhuǎn)速都有較好的避開率。

圖8 案例一中發(fā)電機(jī)前軸承7Y軸振BODE圖Fig.8 BODE diagram of 7Y shaft vibration of the inboard bearing of the generator in case one

圖9為案例一在升速過程中集電環(huán)9Y軸振BODE圖。從圖9可以看出，9Y軸振基頻幅值在3 000 r/min以下沒有出現(xiàn)峰值，且9Y基頻相位在靠近3 000 r/min時(shí)也比較穩(wěn)定，初步判斷未靠近臨界轉(zhuǎn)速區(qū)域。因此，根據(jù)3 000 r/min以下振動(dòng)數(shù)據(jù)，暫時(shí)可認(rèn)為工作轉(zhuǎn)速避開了集電環(huán)小軸的一階臨界轉(zhuǎn)速區(qū)域。

圖9 案例一中集電環(huán)軸承9Y軸振BODE圖Fig.9 BODE diagram of 9Y shaft vibration of collector ring rotor bearing in case one

從3個(gè)案例數(shù)據(jù)可以看出，此類型機(jī)組尾部平衡盤加重對(duì)集電環(huán)軸承X方向和Y方向的軸振響應(yīng)靈敏度數(shù)據(jù)比較離散。初始振動(dòng)多為跨內(nèi)連續(xù)分布不平衡質(zhì)量或軸輕微彎曲引起，與尾部平衡盤加重對(duì)末端軸承2個(gè)方向響應(yīng)靈敏度往往不一致。因此，平衡前振動(dòng)矢量和加重影響系數(shù)大概率會(huì)不成比例，可能出現(xiàn)加重后軸頸為反向渦動(dòng)的情形。

4 結(jié) 論

(1) 振動(dòng)以基頻分量為主時(shí)，可以利用正交布置的傳感器測(cè)得的基頻相位來判斷軸頸渦動(dòng)方向，相位差小于180°時(shí)為正向渦動(dòng)，相位差大于180°時(shí)為反向渦動(dòng)。

(2) 若軸系某一截面處平衡前振動(dòng)矢量和加重影響系數(shù)不成比例，則可能出現(xiàn)加重后軸頸反向渦動(dòng)。對(duì)大型汽輪發(fā)電機(jī)-集電環(huán)的3支撐軸系結(jié)構(gòu)測(cè)試及動(dòng)平衡總結(jié)發(fā)現(xiàn)，初始振動(dòng)與尾部平衡盤加重對(duì)末端軸承2個(gè)方向的響應(yīng)靈敏度往往不一致，容易出現(xiàn)動(dòng)平衡后軸頸為反向渦動(dòng)的情況。

(3) 由于大型汽輪發(fā)電機(jī)組軸系復(fù)雜，有多階模態(tài)會(huì)影響工作轉(zhuǎn)速下的振動(dòng)，其軸承又有不對(duì)稱特性，當(dāng)存在分布式或者多面的質(zhì)量不平衡時(shí)，僅不平衡質(zhì)量離心力這一正向激振力就可以引發(fā)軸頸在工作轉(zhuǎn)速下的反向渦動(dòng)。