單支撐1 000 MW汽輪機支承動力特性對軸系振動的影響

賓光富， 姚劍飛， 王 鋼， 崔亞輝

(1.湖南科技大學 機械設(shè)備健康維護湖南省重點實驗室，湖南湘潭 411201；2.北京化工大學 診斷與自愈工程研究中心，北京 100029； 3.神華國華(北京)電力研究院有限公司，北京 100025)

單支撐1 000 MW汽輪機支承動力特性對軸系振動的影響

賓光富1， 姚劍飛2， 王 鋼1， 崔亞輝3

(1.湖南科技大學 機械設(shè)備健康維護湖南省重點實驗室，湖南湘潭 411201；2.北京化工大學 診斷與自愈工程研究中心，北京 100029； 3.神華國華(北京)電力研究院有限公司，北京 100025)

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

汽輪機； 單支撐； 軸系； 動力特性； 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

某引進型1 000 MW超超臨界汽輪機采用新型的單支撐軸系結(jié)構(gòu)，具有結(jié)構(gòu)緊湊、高效運行、運行靈活和投資成本低等優(yōu)點，已成為目前百萬級超超臨界機組中發(fā)展最迅速的機型[1-2].由于受到單支撐結(jié)構(gòu)特點以及相鄰兩轉(zhuǎn)子間耦合性強等因素的影響，多臺機組在運行中存在中、低壓缸支撐3號、4號和5號處軸承振動超標問題[3-4].陳建縣[5]分析了西門子1 000 MW超超臨界機組7號機組4號瓦振超標故障，指出軸瓦支承墊塊的球面與軸承支架圓柱面接觸不良導致其動力特性系數(shù)減小，從而引起振動超標.孫慶等[6]采用動態(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)電機組軸系的動力特性.王秀瑾等[7]分析了軸承座剛度變化對大型汽輪機低壓轉(zhuǎn)子臨界轉(zhuǎn)速的影響.Ngo等[8]分析了軸承參數(shù)對軸系振動的影響.楊建剛等[9]研究了汽輪機組軸承座動力特性識別法.崔亞輝等[10-11]進行了1 000 MW汽輪機組N+1支撐軸系的不平衡響應(yīng)特性分析.由大量文獻資料可知，該類機組軸系振動超標與4號軸承處動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軸系動力學有限元模型，通過在兩低壓轉(zhuǎn)子間聯(lián)軸器處施加不平衡激勵，分析軸系上5個軸承處的振動情況.然后提高支撐兩低壓轉(zhuǎn)子的軸承4的入口油溫，以改變支承的動力特性，進行軸系加重響應(yīng)分析，研究支承動力特性對該類機組軸系振動的影響，從振動波動幅度的角度揭示該類單支撐機組中低壓轉(zhuǎn)子處軸承3、軸承4和軸承5振動超標的原因，為分析和診斷該類機組瓦振超標故障提供參考.

1 汽輪機軸系動力學有限元建模

1.1 動力學有限元模型

單支撐1 000 MW汽輪機軸系由高壓轉(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個支撐外，其他各轉(zhuǎn)子間均只有1個支撐，即由5個徑向橢圓軸承支撐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)變形對軸承載荷和軸系對中的影響，使得汽機轉(zhuǎn)子對中安裝更容易.汽輪機軸系布置形式如圖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)和實際運行參數(shù)，采用有限元法建立單支撐1 000 MW汽輪機軸系動力學有限元模型，如圖2所示.軸系轉(zhuǎn)子模型共有222個主單元、685個子單元、64個轉(zhuǎn)盤、226個結(jié)點，總計904個自由度，其中結(jié)點3、結(jié)點40、結(jié)點98、結(jié)點160和結(jié)點222依次為5個軸承中心位置(即支撐中心位置)，結(jié)點168為兩低壓轉(zhuǎn)子間聯(lián)軸器的平衡配重螺栓端面.由于汽輪機各轉(zhuǎn)子直接采用靠背輪進行剛性連接，故可將聯(lián)軸器模化處理為軸段.同時，為使轉(zhuǎn)子在靜止狀態(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)定各支撐的標高值.

圖1 軸系結(jié)構(gòu)示意圖

圖2 單支撐1 000 MW汽輪機軸系動力學有限元模型

1.2 軸系臨界轉(zhuǎn)速與振型分析

在軸系動力學有限元模型基礎(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LP1轉(zhuǎn)子型振型，第二階為LP2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)系到動力學有限元模型的準確性，目前大多通過計算臨界轉(zhuǎn)速值與實測值進行對比確定[13].軸系各轉(zhuǎn)子臨界轉(zhuǎn)速計算值與設(shè)計值的對比見表1.由表1可知，兩者最大誤差不超過5%，說明建模參數(shù)選取合理[14].

1.3 軸系不平衡響應(yīng)分析

在軸系瓦振過高的現(xiàn)場處理過程中，目前大多通過在軸系兩低壓轉(zhuǎn)子的末級葉輪處或聯(lián)軸器端部進行加重做動平衡方式，以減少軸系不平衡激勵，從而降低軸承3、軸承4和軸承5處的振動.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施加不平衡激勵，以研究軸系在不平衡激勵下的響應(yīng)變化情況.在圖2中的結(jié)點168上施加320 kg·mm∠0°不平衡量，進行軸系不平衡響應(yīng)分析，得到軸系5個軸承處y方向振動峰峰值，如圖4所示.

(a)第一階

(b)第二階

(c)第三階

(d)第四階

轉(zhuǎn)子名稱設(shè)計值/(r·min-1)計算值/(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，軸承5和軸承3處有明顯峰值，對應(yīng)軸系第一階臨界轉(zhuǎn)速；當轉(zhuǎn)速在1 500～3 200 r/min時，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，說明軸承5對LP2不平衡非常敏感；當轉(zhuǎn)速在3 200～3 500 r/min時，5個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個軸承處y方向振動位移響應(yīng)

為了解軸系整體振動情況，分析1 500 r/min和3 000 r/min轉(zhuǎn)速下軸系的渦動情況，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，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，則以第二階振型為主，且LP2的振動位移比LP1的振動位移大，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的振動位移均不大，這也與圖4中5個軸承處不平衡響應(yīng)分析的結(jié)果一致.

2 支承動力特性對軸系振動的影響

2.1 支承動力特性變化分析

單支撐1 000 MW汽輪機軸承3、軸承4和軸承5采用改進型橢圓油膜軸承，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，而目前汽輪機軸承的進油溫度一般要求控制在50 ℃以下，為模擬實際機組支承動力特性的變化情況，將軸承4的入口油溫作為變量，分別針對入口油溫45 ℃和50 ℃ 2種情況，分析支承油膜的動力特性系數(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后油膜動力特性系數(shù)的變化情況，分別對1 000 r/min、2 000 r/min、3 000 r/min和3 500 r/min轉(zhuǎn)速下的8個動力特性系數(shù)變化情況進行研究，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動力特性對軸系振動的影響

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)導入軸系動力學有限元模型中，施加同樣的不平衡激勵，進行不平衡響應(yīng)分析，得到軸系5個軸承處y方向振動情況，如圖7所示.

圖7 改變?nèi)肟谟蜏睾筝S系5個軸承處y方向振動位移響應(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，對應(yīng)IP的臨界轉(zhuǎn)速；在轉(zhuǎn)速1 500～3 200 r/min時，軸承5、軸承4和軸承3處振動仍占主導地位；當轉(zhuǎn)速繼續(xù)增大時，5個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 ℃時相比，相同轉(zhuǎn)速下軸承5對應(yīng)的振幅稍微偏小.為了便于說明支承4動力特性變化對軸系振動的影響，將軸承4的入口油溫從45 ℃提高到50 ℃時，對軸系5個軸承處的振幅增量進行對比，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，當軸承4入口油溫升高5 K后，從整體振幅變化趨勢來看，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處振幅變化量相對較小，且在轉(zhuǎn)速1 000～3 300 r/min時軸承1和軸承2處振幅減少量均在 1 μm以內(nèi)；在轉(zhuǎn)速1 500～3 000 r/min時，軸承5、軸承4和軸承3處振幅減少量呈逐漸增大趨勢，且軸承5處振幅減少量最大達到2.7 μm，軸承4處振幅減少量最大達到1.6 μm；隨著轉(zhuǎn)速繼續(xù)增大，軸承5、軸承4和軸承3處振幅減少量開始快速增大，尤其是在轉(zhuǎn)速為3 500 r/min時，分別達到3.6 μm、2.2 μm和2.1 μm，振幅減少量增大趨勢非常明顯，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汽輪機軸系動力學有限元模型，連接兩低壓轉(zhuǎn)子聯(lián)軸器處不平衡激勵可有效激起軸系第一階臨界轉(zhuǎn)速，同時軸系軸承5、軸承4和軸承3處振動敏感，而對軸承1和軸承2處振動影響相對很小，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個軸承處y方向振幅變化量隨轉(zhuǎn)速的變化

(2)支承4動力特性對軸承5、軸承4和軸承3處的振動影響程度比對軸承1和軸承2處的振動影響程度大，且對軸承5處振動影響表現(xiàn)尤為敏感.可通過提高軸承4的入口油溫來減小軸系軸承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，支承4的動力特性對該類軸系的低壓轉(zhuǎn)子振動非常敏感，在今后的振動問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

國家自然科學基金資助項目(51575176, 51375162, 11672106)；湖南省教育廳資助項目(13A023, 15B085)

賓光富(1981-)，男，湖南衡山人，副教授，博士，研究方向為透平機械動力學與振動控制. 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