发电机两端支撑特性对其振动响应的影响研究及应用分析

曾庆猛， 刘志敏

（华电电力科学研究院，浙江 杭州 310030）

发电机两端支撑特性对其振动响应的影响研究及应用分析

曾庆猛， 刘志敏

（华电电力科学研究院，浙江 杭州 310030）

建立了某1000MW机组的有限元模型，利用该模型研究了发电机两端支撑特性相近和差别显著时轴系的振动响应特性，模拟结果表明发电机两端支撑特性相近时，发电机一阶不平衡主要引起发电机一阶临界转速下的同相振动；而当发电机两端支撑特性相差较大时，发电机一阶不平衡在发电机一阶临界转速下激起较大的同相振动，同时也激起较大的反相分量。最后结合某发电机异常振动诊断及处理案例进一步验证了结论的可靠性。

汽轮发电机； 支撑特性； 振动； 三支撑结构

0 引言

火力发电机组中当转子两端支撑特性差别显著时，如当发电机励端由落地轴承支撑，汽端由坐落在低压排汽缸上的轴承支撑时，发电机两端支撑动刚度可能存在一定差异，此时转子两端的振动响应与两端支撑特性相近时的振动响应不同，会给现场动平衡中不平衡位置、型式的判断以及加重面和加重方向的选择带来一定的影响。

支撑特性对轴系振动响应特性的影响不可忽略[1-3]，论文首先根据某实际机组轴系的尺寸建立ANSYS模型，然后模拟研究发电机两端支撑特性相近和差别显著时发电机两端振动响应规律，最后根据研究结果指导某发电机转子的振动故障诊断及处理，同时现场故障诊断与处理也进一步验证了研究成果的可靠性。

1 某机组轴系建模

1.1 有限元建模及模态分析

根据某1000MW机组建立轴系有限元模型，轴系由高压、四个低压、发电机和励磁机转子组成，为减小计算工作量，只分析低压、发电机和励磁机连成的轴系，且这与利用整个轴系计算的结果相比误差很小。轴系有限元模型如图1所示。

若支撑系统的基础及轴承座刚性较好，则基础及轴承座可简化为质量-弹簧-阻尼器模型。在临界转速计算中，可用在感兴趣的转速范围内的平均值来代替，即视为常数，一般由此引起的误差也较小。根据该机组轴承型式、结构尺寸和载荷等，取发电机两端水平、垂直支撑刚度分别为0.8×109N/m、1.3×109N/m，水平、垂直支撑阻尼分别为0.23×107N/（m/s）、1×107N/（m/s），忽略对轴系动力特性影响很小的交叉刚度和交叉阻尼。模态分析得该轴系发电机一阶临界为830r/min，二阶临界为2160r/min，与实测值785r/min、2060r/min相比误差分别为5.7%、4.9%，模型较为合理。

图1 轴系有限元模型Fig.1 Finite element model of shaft system

1.2 支撑相近情况下不平衡响应计算

当发电机两端瓦附近（节点N378、N406处）分别存在1.5kg∠260°的不平衡，对轴系进行谐响应分析，得各瓦处振动波德图。发电机两端#11、#12处在发电机一阶临界转速下振动最大，且两端振幅相近，经分解两端振动主要成同相。

图2 支撑相近时发电机一阶不平衡下各瓦波德图Fig.2 Bode diagrams when the support characteristic were similar and there was a first order imbalance

1.3 支撑差别显著情况下不平衡响应计算

将发电机前瓦支撑刚度降低为原来的1/10，当发电机存在一阶不平衡时，经谐响应分析计算得出如图3所示的伯德图。#11瓦支撑刚度较低，在同样大小激励力下，支撑刚度越低振幅越大，在过发电机一阶临界时#11处有振动峰值。

图3 支撑差别显著时发电机一阶不平衡下各瓦波德图Fig.3 Bode diagrams when the support characteristic were strikingly different and there was a first order imbalance

图4 支撑差别显著时发电机一阶不平衡下振动分解Fig.4 Decomposition of vibration when the support characteristic were strikingly different and there was a first order imbalance

将不平衡激起的振动按谐分量法进行分解，得到两端同相、反相分量随转速变化曲线，如图4所示。发电机两端支撑特性差别较大时，发电机一阶不平衡引起发电机两端同相振动同时，也引起一定的反相振动，且在发电机一阶临界下二者皆达到峰值。

2 某发电机振动诊断及处理

2.1 启动监测数据

某机组轴系由汽轮机、发电机及四个径向轴承组成，从汽轮机前端到发电机励磁端轴承分布依次为#1、#2、#3、#4轴承，且皆为椭圆轴承。汽轮机转子通过一副半挠性波型联轴器与发电机转子相连。

机组经多次启动到1500r/min附近时#3轴承座瓦振都较大（50um左右），且仍有继续发散的趋势，机组立即降速。最后一次过发电机临界转速1550-1750r/min区间时，升速率设定为600r/min/min，且解除振动保护，方可通过临界转速区。

升速过程中，机组转速为1558r/min、1769r/min、3000r/min时，发电机两端轴承座振动分别见表1，由于汽轮机两端轴瓦#1、#2瓦振动很小，振动问题表现在发电机转子上，此次重点监测发电机的振动。

表1 不同转速下#3、#4轴瓦振动Tab.1 Vibration of#3 and#4 at different speeds通频/工频/相位（um/um/°）

发电机#3瓦振升速伯德图如图5所示，过临界时发电机#3瓦振频谱图如图6所示。

2.2 振动诊断

经启动监测，发电机两端轴瓦以#3瓦过发电机一阶临界（1550-1750r/min）时振动最大，本次监测过临界时#3瓦振达77um，接近机组跳机保护动作值（80um），而#4瓦过临界振动仅为24um。

图5 动平衡前#3轴承升速伯德图Fig.5 Bode diagram before dynamic balance of#3 bearing

图6 动平衡前#3轴承瓦振过临界时频谱Fig.6 The spectrum at the critical speeding before dynamic balance of#3 bearing

（1）机组振动问题仅突显在#3瓦振上，近距离内有轴承，即汽轮机电端#2轴承，且振动不明显（过发电机临界转速时该最大值不到30um），导致该现象的原因有两个，汽轮机与发电机间采用半挠性波形联轴器，起到一定“减振”作用，而更主要的原因为故障源在发电机侧。

（2）振动问题表现在#3瓦振过临界1550-1750 r/min转速范围内振动明显，此区间瓦振接近机组振动保护动作值（保护值80um），根据频谱分析，如图6所示，为一倍频，为普通强迫振动，导致该#3瓦振过临界振动大原因有两个，一是在临界区间激振力与转速同步发生一定程度共振，二是转子存在一定的质量不平衡。#3瓦共振峰值转速区较宽，其共振放大因子Q较小，发电机存在的不平衡振动可通过现场高速动平衡得以减小。

（3）由于3000r/min空转及带负荷下该机组振动水平优秀，皆在15um以下，仅仅在发电机临界转速下振动大，且#3瓦振最大为77um，而#4过临界瓦振较小仅为24um，造成如此差距的原因可能有两个：其一，该发电机转子既存在一阶不平衡也存在二阶不平衡，且表现在#3瓦振上一阶和二阶重合，使其振动较大，而#4瓦振上一阶和二阶反相，使其振动相互抵消一部分，振动较小；其二，发电机两端轴承支撑特性差距较大，即后端采用落地式轴承，支撑刚度较大，前端轴承坐落在低压排汽缸上，支撑刚度相对落地轴承支撑刚度小，导致两端支撑刚度差别较大，根据转子动力学振动响应特性，在同等激振力情况下，支撑刚度较小的轴承振幅相对较大，且该情况下若发电机存在一阶不平衡，不仅产生同相振动也会产生反相振动。由于发电机在过一阶临界时振动大，且两端轴瓦过一阶时同相振动较反相振动大，则可通过一阶平衡进行处理。

2.3 振动处理

经诊断，拟进行发电机临界转速下动平衡。根据表1发电机两端轴瓦振动幅值和相位数据，试在发电机两端分别加重250g，加重方位在反光条方位。

加重后机组启动，过发电机一阶临界时，#3瓦最大振幅由平衡前的77um降为26um，#4瓦由原来的24um变为27um，且机组带负荷运行中，#3、#4振动皆较小（不超过20um）。一次加重取得较好效果。

图7 动平衡后#3轴承升速伯德图Fig.7 Bode diagram after dynamic balance of#3 bearing

图8 动平衡后#3轴承瓦振过临界时频谱Fig.8 The spectrum at the critical speeding after dynamic balance of#3 bearing

3 结语

论文模拟研究了发电机两端不同支撑特性对发电机两端轴承振动的影响，ANSYS模拟发电机两端支撑特性相近时，发电机一阶不平衡主要引起发电机一阶临界转速下的同相振动；而当发电机两端支撑差别显著时，发电机一阶不平衡在发电机一阶临界转速下激起较大的同相振动，同时也激起较大的反相分量，避开临界后振幅大幅下降。

根据ANSYS模拟结论，结合某机组现场实际的振动问题，对该发电机振动进行诊断，判断为引起发电机一阶临界转速下较大的同相、反相分量是由发电机一阶不平衡激起的，并通过一阶临界转速下的现场动平衡将临界转速下振动降到合理范围，取得较好效果，对今后类似故障的诊断与处理有一定工程借鉴意义。

[1]J C Nicholas，L E Barret．The effect of support flexibility on criticalspeed prediction[J].ASLE Transactions，1986，29(3)：329-338

[2]P G Morton.Measurement of the dynamic characteristics of a large sleeve bearing[J].Journal of Lubrication Technology，1971，32（1）：143-155

[3]Erik Swanson， Chris D Powell．A Practical Review of Rotating Machinery Critical Speedsand Modes[J]．SOUND AND VIBRATION，2005，24（2）：10-17.

Research and Analysis of the Influence of Generator Support Characteristics on Vibration Response and Its Application

ZENG Qingmeng，LIU Zhimin
（Huadian Electric Power Research Institute，Hangzhou 310030，China）

The paper established a finite element modeling of a 1000 MW unit.The model was used to study the vibration response characteristics of the shafts at both ends of the generator.The simulation results showed that the first-order imbalance of the generator first caused the in-phase vibration at the first-order critical speed of the generator when the two ends of the generator support similar characteristics.When the difference in support characteristics between the two ends of the generator was large,the first-order unbalance of the generator provoked a large inphase vibration at the first-order critical speed of the generator,and also provoked a large reverse component.Finally,the reliability of the conclusion was verified by combining the abnormal vibration diagnosis and processing cases of a generator.

turbo-generator； supporting characteristic；vibration

TM621.3

B

2095-3429（2017）05-0055-04

10.3969/J.ISSN.2095-3429.2017.05.013

2017-08-10

曾庆猛（1988-），男，安徽泗县人，硕士，工程师，主要从事旋转机械振动故障诊断及处理工作；

刘志敏（1988-），男，江苏南通人，学士，工程师。