单支撑1 000 MW汽轮机支承动力特性对轴系振动的影响

2017-10-17宾光富姚剑飞崔亚辉

动力工程学报 2017年10期

宾光富，姚剑飞，王钢，崔亚辉

(1.湖南科技大学机械设备健康维护湖南省重点实验室，湖南湘潭 411201；2.北京化工大学诊断与自愈工程研究中心，北京 100029； 3.神华国华(北京)电力研究院有限公司，北京 100025)

宾光富1，姚剑飞2，王钢1，崔亚辉3

针对单支撑1 000 MW汽轮机轴系中低压转子轴承3、轴承4和轴承5振动超标的问题，采用有限元法建立轴系动力学有限元模型，在连接两低压转子联轴器位置施加不平衡激励，分析轴系各轴承处振动对联轴器处不平衡量的敏感性.通过调整支撑两低压转子轴承4入口油温的方式来改变其支承动力特性，并研究了其动力特性对轴系稳态响应的影响.结果表明：支承4的动力特性对支撑低压转子2的轴承5处振动影响最大，轴承4次之，而对支撑高压转子的轴承1和轴承2处振动影响相对较小；在工程实际过程中，可适当提高轴承4的入口油温来减小轴系振动.

汽轮机；单支撑；轴系；动力特性；稳态响应

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

某引进型1 000 MW超超临界汽轮机采用新型的单支撑轴系结构，具有结构紧凑、高效运行、运行灵活和投资成本低等优点，已成为目前百万级超超临界机组中发展最迅速的机型[1-2].由于受到单支撑结构特点以及相邻两转子间耦合性强等因素的影响，多台机组在运行中存在中、低压缸支撑3号、4号和5号处轴承振动超标问题[3-4].陈建县[5]分析了西门子1 000 MW超超临界机组7号机组4号瓦振超标故障，指出轴瓦支承垫块的球面与轴承支架圆柱面接触不良导致其动力特性系数减小，从而引起振动超标.孙庆等[6]采用动态支承刚度边界的方法研究了不同基础形式下汽轮发电机组轴系的动力特性.王秀瑾等[7]分析了轴承座刚度变化对大型汽轮机低压转子临界转速的影响.Ngo等[8]分析了轴承参数对轴系振动的影响.杨建刚等[9]研究了汽轮机组轴承座动力特性识别法.崔亚辉等[10-11]进行了1 000 MW汽轮机组N+1支撑轴系的不平衡响应特性分析.由大量文献资料可知，该类机组轴系振动超标与4号轴承处动力特性变差有着密切的关联[12].

笔者首先采用有限元法建立汽轮机轴系动力学有限元模型，通过在两低压转子间联轴器处施加不平衡激励，分析轴系上5个轴承处的振动情况.然后提高支撑两低压转子的轴承4的入口油温，以改变支承的动力特性，进行轴系加重响应分析，研究支承动力特性对该类机组轴系振动的影响，从振动波动幅度的角度揭示该类单支撑机组中低压转子处轴承3、轴承4和轴承5振动超标的原因，为分析和诊断该类机组瓦振超标故障提供参考.

1 汽轮机轴系动力学有限元建模

1.1 动力学有限元模型

单支撑1 000 MW汽轮机轴系由高压转子(HP)、中压转子(IP)、低压转子1(LP1)和低压转子2(LP2)通过刚性联轴节串联组成，采用特殊的单支撑形式，除高压转子有2个支撑外，其他各转子间均只有1个支撑，即由5个径向椭圆轴承支撑4根转子，这种支撑方式不仅结构比较紧凑，而且能减少基础变形对轴承载荷和轴系对中的影响，使得汽机转子对中安装更容易.汽轮机轴系布置形式如图1所示.

根据轴系基本结构尺寸，结合各轴承结构和实际运行参数，采用有限元法建立单支撑1 000 MW汽轮机轴系动力学有限元模型，如图2所示.轴系转子模型共有222个主单元、685个子单元、64个转盘、226个结点，总计904个自由度，其中结点3、结点40、结点98、结点160和结点222依次为5个轴承中心位置(即支撑中心位置)，结点168为两低压转子间联轴器的平衡配重螺栓端面.由于汽轮机各转子直接采用靠背轮进行刚性连接，故可将联轴器模化处理为轴段.同时，为使转子在静止状态下的轴系中心线呈一条平滑曲线，以最大限度避免刚性联轴器对转子产生附加约束，根据各转子静态挠度或靠背轮端面转角设定各支撑的标高值.

图1 轴系结构示意图

图2 单支撑1 000 MW汽轮机轴系动力学有限元模型

1.2 轴系临界转速与振型分析

在轴系动力学有限元模型基础上，采用直接积分法求解微分方程的齐次解，得到轴系前四阶无阻尼临界转速及振型，结果如图3所示.

根据分析可知该汽轮机轴系垂直方向前四阶临界转速分别为1 185 r/min、1 362 r/min、1 990 r/min和2 693 r/min，分别对应LP1、LP2、IP和HP转子型的临界转速，且轴系各阶振型均为各转子的一阶振型，即轴系第一阶为LP1转子型振型，第二阶为LP2转子型振型，第三阶为IP转子型振型，第四阶为HP转子型振型.转子和轴承等边界条件的合理选取直接关系到动力学有限元模型的准确性，目前大多通过计算临界转速值与实测值进行对比确定[13].轴系各转子临界转速计算值与设计值的对比见表1.由表1可知，两者最大误差不超过5%，说明建模参数选取合理[14].

1.3 轴系不平衡响应分析

在轴系瓦振过高的现场处理过程中，目前大多通过在轴系两低压转子的末级叶轮处或联轴器端部进行加重做动平衡方式，以减少轴系不平衡激励，从而降低轴承3、轴承4和轴承5处的振动.因此可在连接两低压转子联轴器附近加重平衡端面来施加不平衡激励，以研究轴系在不平衡激励下的响应变化情况.在图2中的结点168上施加320 kg·mm∠0°不平衡量，进行轴系不平衡响应分析，得到轴系5个轴承处y方向振动峰峰值，如图4所示.

(a)第一阶

(b)第二阶

(c)第三阶

(d)第四阶

转子名称设计值/(r·min-1)计算值/(r·min-1)误差/%HP264026932.0IP192019903.5LP112001185-1.3LP2132013623.1

由图4可知，在转速为1 200 r/min左右时，轴承5和轴承3处有明显峰值，对应轴系第一阶临界转速；当转速在1 500～3 200 r/min时，轴承3、轴承4和轴承5的振幅明显比轴承1和轴承2的振幅大，其中轴承5的振幅比轴承4的振幅还大，说明轴承5对LP2不平衡非常敏感；当转速在3 200～3 500 r/min时，5个轴承的振幅逐渐增大，其中轴承5的振幅增大最快.

图4 轴系5个轴承处y方向振动位移响应

为了解轴系整体振动情况，分析1 500 r/min和3 000 r/min转速下轴系的涡动情况，结果如图5所示.

(a)转速1 500 r/min

(b)转速3 000 r/min

由图5可知，在转速为1 500 r/min时，轴系中两低压转子仍主要表现为第一阶振型，而在转速为3 000 r/min时，则以第二阶振型为主，且LP2的振动位移比LP1的振动位移大，也就是转子的挠曲变形程度更大.另外，2种转速下，HP和IP的振动位移均不大，这也与图4中5个轴承处不平衡响应分析的结果一致.

2 支承动力特性对轴系振动的影响

2.1 支承动力特性变化分析

单支撑1 000 MW汽轮机轴承3、轴承4和轴承5采用改进型椭圆油膜轴承，该轴承具有承载载荷重、金属瓦温高、轴承比压大和稳定性好等特点，而目前汽轮机轴承的进油温度一般要求控制在50 ℃以下，为模拟实际机组支承动力特性的变化情况，将轴承4的入口油温作为变量，分别针对入口油温45 ℃和50 ℃ 2种情况，分析支承油膜的动力特性系数，其中主刚度系数(Kxx、Kyy)和主阻尼系数(Cxx、Cyy)如图6所示.

为定量分析因入口油温升高5 K后油膜动力特性系数的变化情况，分别对1 000 r/min、2 000 r/min、3 000 r/min和3 500 r/min转速下的8个动力特性系数变化情况进行研究，结果如表2所示.

(a)入口油温45 °C

(b)入口油温50 °C

转速/(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可以明显看出，随着入口油温的升高，油膜的动力特性系数均发生变化，其中y方向的主刚度系数Kyy增幅较大，达到10%左右，交叉刚度系数Kxy的增幅最大.油膜主阻尼系数变化则相对较小，其中x方向的主阻尼系数减小，而y方向的主阻尼系数则略有增大.

2.2 支承4动力特性对轴系振动的影响

将轴承4入口油温提高5 K后的油膜主刚度系数和主阻尼系数导入轴系动力学有限元模型中，施加同样的不平衡激励，进行不平衡响应分析，得到轴系5个轴承处y方向振动情况，如图7所示.

图7 改变入口油温后轴系5个轴承处y方向振动位移响应

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

由图7可知，当轴承4入口油温升高5 K后，同样在转速为1 200 r/min左右，轴承5和轴承3处振幅有明显峰值，对应IP的临界转速；在转速1 500～3 200 r/min时，轴承5、轴承4和轴承3处振动仍占主导地位；当转速继续增大时，5个轴承处振幅逐渐增大，尤其是轴承5处振幅增大非常明显.但与轴承4入口油温为45 ℃时相比，相同转速下轴承5对应的振幅稍微偏小.为了便于说明支承4动力特性变化对轴系振动的影响，将轴承4的入口油温从45 ℃提高到50 ℃时，对轴系5个轴承处的振幅增量进行对比，经处理后得到y方向振幅变化量随转速变化的曲线，如图8所示.

由图8可知，当轴承4入口油温升高5 K后，从整体振幅变化趋势来看，轴承5处振幅变化量最大，轴承4次之，轴承3再次之，而轴承1和轴承2处振幅变化量相对较小，且在转速1 000～3 300 r/min时轴承1和轴承2处振幅减少量均在 1 μm以内；在转速1 500～3 000 r/min时，轴承5、轴承4和轴承3处振幅减少量呈逐渐增大趋势，且轴承5处振幅减少量最大达到2.7 μm，轴承4处振幅减少量最大达到1.6 μm；随着转速继续增大，轴承5、轴承4和轴承3处振幅减少量开始快速增大，尤其是在转速为3 500 r/min时，分别达到3.6 μm、2.2 μm和2.1 μm，振幅减少量增大趋势非常明显，这可能与高速下轴承4主阻尼系数减小有一定的关系.

3 结论

(1)建立了单支撑1 000 MW汽轮机轴系动力学有限元模型，连接两低压转子联轴器处不平衡激励可有效激起轴系第一阶临界转速，同时轴系轴承5、轴承4和轴承3处振动敏感，而对轴承1和轴承2处振动影响相对很小，尤其是在转速为3 000 r/min左右，轴承5和轴承4的振幅非常明显.

图8 轴承4入口油温升高5 K后轴系5个轴承处y方向振幅变化量随转速的变化

(2)支承4动力特性对轴承5、轴承4和轴承3处的振动影响程度比对轴承1和轴承2处的振动影响程度大，且对轴承5处振动影响表现尤为敏感.可通过提高轴承4的入口油温来减小轴系轴承3、轴承4和轴承5的振幅.

(3)由于单支撑1 000 MW汽轮机轴系的低压转子由单支承支撑，其承载能力大、相互耦合性强，支承4的动力特性对该类轴系的低压转子振动非常敏感，在今后的振动问题分析中需引起注意.

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(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

国家自然科学基金资助项目(51575176, 51375162, 11672106)；湖南省教育厅资助项目(13A023, 15B085)

宾光富(1981-)，男，湖南衡山人，副教授，博士，研究方向为透平机械动力学与振动控制. 崔亚辉(通信作者)，男，高工，博士，电话(Tel.)：15910279745；E-mail：cuiyahuicui@163.com．

1674-7607(2017)10-0796-05

TH113.1，O327

470.30