汽輪發電機組軸承座振動與基礎振動關系

唐丹眾

(神華國華廣投(北海)發電有限責任公司，廣西壯族自治區北海市 536000)

0 引言

汽輪發電機是發電廠的重要設備，在一系列能量轉化過程當中起著重要的紐帶作用，而作為支撐機組的框架式基礎，其動力特性優劣直接關系到整個機組的安全、穩定運行［1-2］。因此了解現有汽輪機基礎振動評價體系，并且找到軸承座振動與基礎振動之間的內在聯系與區別，對于更有效評價基礎振動并指導基礎設計具有重要的現實意義。

我國在進行汽機基礎設計時，主要參考的規范有GB 50040—1996《動力機器基礎設計規范》［3］和ISO 10816－2《在非旋轉部件上測量和評價機器的機械振動第2部分:50 MW以上陸地安裝的大型汽輪發電機組》［4］。以上2個規范要求的參數不同，位置也不同。在目前的評價過程中缺乏軸承座振動與基礎振動之間的關系，2套規范各自相互獨立，導致評價結果有所差異。鑒于此，本文在對上述2個規范進行分析的基礎上，結合2臺典型600 MW機組的振動測試數據，分別比較了軸承座與相應位置處基礎擾力點的振動狀態，并探尋軸承座振動與基礎振動的關系，對相應規范的嚴酷程度進行了分析，為進一步研究機組與基礎的振動規律奠定了實踐基礎。

1 規范簡介

1.1 GB 50040—1996規范簡介

GB 50040—1996第五章“汽輪機組和電機基礎”適用于工作轉速為3 000 r/min及以下的汽輪機組(汽輪發電機、汽輪鼓風機)和電機(調相機等)基礎設計，是我國汽機基礎設計的主要參考依據。其針對機組運行和啟動過程中基礎的動力特性要求主要有:汽機基礎在機組工作轉速范圍內(2 250～3 750 r/min)基礎擾力點的振動線位移不超過20 μm，啟動過程中(0～2 250 r/min)振動線位移不超過30 μm。圖1為GB 50040—1996規定的振動線位移允許峰值包絡曲線。

圖1 GB 50040—1996規定的振動線位移允許峰值包絡曲線Fig.1Envelope curve of specified peak value of vibration linear displacement by GB 50040—1996

1.2 ISO 10816－2規范簡介

ISO 10816－2是在非旋轉部件上測量機器振動的評價標準，規定的測量部位是軸承箱或底座，通常選在每個軸承的相互垂直的2個徑向方向［4-7］。該標準提供了評定各種機器振動烈度的評價準則的一般描述。其中，關于振動幅值的描述為:在每個軸承座處測量到的最大振動線速度均方根值作為該軸承座的振動幅值。按照由經驗建立的4個評價區域進行評價，即A、B、C、D 4個區域，不同區域有不同的標準值，如圖2所示。圖中f1、fx、fy、fu分別為恒定位移控制的頻率起點、恒定速度控制頻率的起點、恒定加速度控制頻率的起點及恒定加速度控制頻率的終點。各區域所代表的含義如下。區域A:新投產的機器，振動通常宜在此區域內;區域B:通常認為振動在此區域內的機器，可不受限制地長期運行;區域C:通常認為振動在此區域內的機器不適宜長期連續運行，一般來說，在有適當機會采取補救措施之前，機器在這種狀況下可運行有限的一段時間;區域D:振動在此域內一般認為其烈度足以引起機器損壞。

圖2 振動區域Fig.2Vibration region

對于50 MW以上陸地安裝的大型汽輪發電機組推薦限值如表1所示，新投產運行的機組，可按A/B區域邊界對軸承座的振動線速度均方根值進行評價，即3.8 mm/s。

表1 汽輪發電機組軸承座振動速度評價區域邊界的推薦值(ISO 10816－2)Tab.1Recommended evaluation value of vibration velocity of bearing chock in turbogenerator at different regional boundaries(ISO 10816－2)

2 測試機組基礎簡介

所測試的2臺600 MW機組基礎為同類型。每臺機組由1臺汽輪機(1個高中壓缸、2個低壓缸)和1臺發電機組成，分別由上海汽輪機有限責任公司以及上海電機有限責任公司生產。該機組軸系由高中壓(HIP)轉子、低壓I(LPⅠ)轉子、低壓II(LPⅡ)轉子、發電機(GEN)轉子和滑環小軸及9個支撐軸承組成。機組軸承座分布如圖3所示，圖中1～9號軸承座為ISO 10816－2規定的測點。圖4為與機組軸承座對應的基礎擾力點分布，共8個擾力點，為GB 50040—1996規定的測點。二者對應關系見表2。

3 測試方法與內容

表2 軸承座與擾力點之間的對應關系Tab.2Corresponding relation between bearing chock and interference point

測試過程中，將速度傳感器直接布置在基礎相應測點上，采得的信號輸入信號采集儀內，經分析與變換，可以得到信號時域圖、功率譜圖、各信號之間的相關函數圖等，并得到最大速度峰值、均方根值等統計數據。通過對速度信號進行積分，還可得到各測點的振動線位移值［8-10］。圖5為測試得到的A機組4號軸承座及103號擾力點X向振動線速度時程曲線。

圖5 A機組4號軸承座及103號擾力點X向振動線速度時程曲線Fig.5Time-history curve of X-direction vibration velocity of No.4 bearing chock and No.103 interference point in unit A

4 振動線速度均方根值測試結果分析

表3為計算得到的軸承座與相應擾力點振動線速度均方根的比值，圖6為A機組4號軸承座及對應103號擾力點X向振動線速度傅里葉幅值譜曲線，圖7—8為A、B機組軸承座與相應位置處基礎擾力點振動線速度均方根值對比。

從圖表分析結果可看出:(1)基礎和軸承座的振動能量在分布上相對比較豐富，不僅存在50 Hz的工作擾頻分量，同時存在倍頻及低頻和高頻分量;(2)整體來看，軸承座與基礎擾力點的振動均表現為工作轉速附近具有較明顯的能量分布，但在空間振動趨勢上不完全對應;(3)軸承座的振動線速度均方根值大于基礎擾力點的振動線速度均方根值，除個別點以外，大部分軸承座振動線速度均方根值是相應基礎擾力點速度均方根值的1～6倍，平均值為3.25倍。

表3 軸承座與相應擾力點振動線速度均方根值比值Tab.3RMS value of vibration linear velocity of bearing chock and interference point

5 振動位移測試結果分析

表4為計算得到的軸承座與相應擾力點振動線位移的比值，圖9為A機組4號軸承座及對應103號擾力點X向振動線位移傅里葉幅值譜曲線，圖10—11為A、B機組軸承座與相應位置處基礎擾力點振動線位移對比。

圖11 A、B機組軸承座與相應擾力點Z方向振動線位移對比Fig.11Comparison of Z-direction vibration linear displacement between bearing chock and interference

從圖表中分析結果可看出:(1)在振動能量分布上，振動線位移與振動線速度的分析結果一致，均顯示基礎的振動為多種頻率分量疊加的綜合結果;(2)除個別點以外，其他軸承座振動線位移是相應基礎擾力點振動線位移的1～4倍，平均值為2.17倍;(3)總體上來看，軸承座與擾力點振動線位移的比值略小于振動線速度均方根值的比值。

6 安全系數分析

為對比GB 50040—1996和ISO 10816－2的嚴酷程度，本文引入安全系數的概念，即按照不同規范體系，用允許值除以實測值，得到控制點的安全系數，借此來評價各規范要求的嚴酷程度。表5為按照ISO 10816－2和GB 50040—1996對控制點的振動值進行評價時相應軸承座和擾力點的安全系數統計。可以看出:(1)2臺機組在ISO 10816－2和GB 50040—1996標準控制下的安全系數平均值分別為5.16和7.34，均大于1，說明機組及基礎的動力特性滿足2個規范的要求。(2)整體來看，按照GB 50040—1996的要求所得到的安全系數平均值高于按照ISO 10816－2所得到的安全系數平均值，表明后者的要求更加嚴酷。

7 結論

(1)由于汽輪發電機組的復雜性，引起振動的干擾源不單純為50 Hz的工作擾頻，這就導致軸承座和基礎擾力點的振動為多種頻率分量疊加的共同結果。從振動線速度和振動線位移傅里葉幅值譜來看，除在50 Hz附近有比較明顯的能量分布以外，在工作倍頻及部分低頻和高頻區域也同時存在振動能量分布。

表5 按照ISO 10816－2和GB 50040—1996評價時安全系數統計Tab.5Safety coefficient statistics according to ISO 10816－2 and GB 50040—1996

(2)軸承座與基礎擾力點在振動能量總體分布和構成上具有一致性，但在局部頻率區域內的變化趨勢不盡一致。

(3)基礎擾力點振動與相應部位軸承座振動有一定關系，一般來說，軸承座振動大，其相應部位擾力點的振動也隨之增大，總體上看軸承座的振動大于相應部位基礎擾力點的振動。

(4)分析中引入安全系數的概念，并對兩規范的嚴酷程度進行了研究。結果顯示，按照GB 50040—1996的要求計算所得到安全系數平均值高于按照ISO 10816－2計算得到的安全系數平均值，表明后者的要求更加嚴酷。

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(編輯:馬曉華)