柔性支撑转子高速动平衡时机械滞后角的优化选取

第56卷第4期2014年8月汽轮机技术TURBINETECHNOLOGYV0L_56NO4AUG2014柔性支撑转子高速动平衡时机械滞后角的优化选取李恒海，王宝玉，谷志德1华电电力科学研究院杭州1310032，2甘肃省电力公司电力科学研究院兰州730030摘要对于柔性支撑的大型汽轮发电机组转子，由于支撑结构刚度较低，造成振动不平衡响应较高，容易出现瓦振超标现象。振动机械滞后角的优化选取能够有效提高转子高速动平衡一次加重成功率，通过柔性支撑振动特性分析，给出了机械滞后角的选取方法，并结合机械滞后角在转子高速动平衡中的作用，列举柔性支撑转子高速动平衡实例。关键词柔性支撑；高速动平衡；机械滞后角分类号TK2681文献标识码A文章编号100158842014044328903OPTIMALSELECTIONOFHYSTERESISPHASELAGDURINGHIGHSPEEDDYNAMICBALANCEFORFLEXIBLYSUPPORTEDROTORLIHENGHAI。WANGBAOYUGUZHIDE1HUADIANELECTRICPOWERRESEARCHINSTITUTE，HANGZHOU310032，CHINA；2GANSUELECTRICPOWERRESEARCHINSTITUTE，LANZHOU730030，CHINAABSTRACTFORLARGETURBINEROTOROFFLEXIBLESUPPORT，BECAUSEOFTHELOWSTIFFNESSOFTHESUPPOSTRUCTURE，THEUNBALANCERESPONSEISHIGH，ANDITISEASYTOOCCURTHATTHEBEARINGVIBRATIONEXCEEDTHESTANDARDVALUETHEOPTIMALSELECTIONOFVIBRATIONHYSTERESISPHASELAGCANEFFECTIVELYENHANCETHESUCCESSRATEOFONCEAGGRAVATIONFORROTORDURINGHIGHSPEEDDYNAMICBALANCETHESELECTIONMETHODOFTHEHYSTERESISPHASELAGISPROPOSEDTHROUGHVIBRATIONCHARACTERISTICANALYSISUNDERFLEXIBLESUPPORTCOMBINEDWITHTHEEFFECTOFHYSTERESISPHASELAGINTHEHIGHSPEEDDYNAMICBALANCEOFROTOR，THEHIGHSPEEDDYNAMICBALANCEEXAMPLEOFFLEXIBLYSUPPORTEDROTORISVENKEYWORDSFLEXIBLESUPPORT；HIGHSPEEDDYNAMICBALANCE；HYSTERESISPHASELAG0前言对于汽轮机发电机组转子支撑系统，将自振频率低于转子工作频率的支撑定义为柔性支撑。例如国产引进型300MW、600MW汽轮机低压转子轴承，坐落在排汽缸上，难以保证轴承座有足够的结构刚度，同时轴承系统本身参振质量较大，使其自振频率显著降低，而成为柔性支撑。国产引进型300MW、600MW在役机组较多，许多机组大修后低压转子轴承振动增大，需要再次调整转系平衡。汽轮机转子的不平衡特性已经被人们所认识，其高速动平衡方法也逐渐被广大消振工作者所掌握，但是柔性支撑系统由于其动刚度较低，使得转子的不平衡响应很高，往往较小的不平衡量即会造成显著的振动。因此对于柔性支撑的转子，对其平衡精度提出了更高的要求。尽管制造厂在出厂前进行了单转子高速动平衡，但是由于制造厂高速动平衡台支撑系统和运行现场支撑系统的刚度差异，以及单转子连接成为轴系后平衡状态的变化，使得新机在调试启动时不得不在现场再次进行高速动平衡。据不完全统计，柔性支撑转子动垩衡匕倒高于50。机组大修后，柔性支撑的转子振动往往出现恶化，需要再次调整动平衡。高速动平衡工作需要机炉整套启动配合，费用较高，因此提高一次加重成功率、减少启动次数在高速动平衡时显得十分重要。由于柔性支撑动刚度低，机械滞后角分散度较高，给转子高速动平衡一次成功带来一定的难度。现场高速动平衡工作中机械滞后角的选取不当，往往造成平衡次数增加，甚至出现平衡重量加到反方向的严重错误，给电厂带来直接经济损失。1机械滞后角的含义及作用机械滞后角是指转子动态挠曲的方向滞后于不平衡方向的角度。对于刚性转子而言，由于转子挠曲变形很小，因此机械滞后角可以近似为0，但是对于柔性转子，由于其挠曲值的大小和方向会随着转速的变化而发生变化，因此，转子动态挠曲的方向和不平衡的方向并不一致，产生所谓的机械滞后角。由转子动力学理论知识可知，对于单圆盘转子有阻尼强迫振动，其复数形式运动微分方程为一2NZ2EE1收稿日期20131107作者简介李恒海1973，男，高级工程师，长期从事汽轮机及其附属设备故障诊断、节能优化研究。290汽轮机技术第56卷其中式1的解为ETO亓果较好，通过机械滞后角的合理选取，一次加重成功的几率2大幅提高。4机械滞后角在柔性支撑转子动平衡中的应用实例TG【441A电厂3号机组低压转子式中，力、A、0分别为干扰力频率、系统固有频率、振幅、滞后角。由式4可知，NCO时，机械滞后角大于90。小于180。对于不同阶临界转速前后滞后角均遵从以上理论。众所周知，振动的相位与转子上不平衡方向、振动传感器与键相传感器的安装位置以及机械滞后角有关。对一台具体的机组而言，振动传感器与键相传感器的安装位置是一定的，当转速一定时，其机械滞后角一定，因此，振动相位的变化，就可以反映转子上不平衡方向的变化。因此，利用柔性转子机械滞后角的特性，由测振仪器测出的相位结合振动传感器与键相传感器间的相对安装位置，即可确定转子上不平衡的方向，为转子动平衡加重方向提供依据。2柔性支撑对滞后角的影响及振动特性柔性支撑转子定速前不但要经过转子的临界转速，还要经过支撑的共振转速，从振动理论上来讲，柔性支撑轴承座振动滞后角较刚性支撑滞后角要大180。，因此在对转子进行平衡时，必须依据支撑系统的自振频率，通过支撑转子两个轴瓦振动机械滞后角的偏差对轴瓦振动相位进行修正后，再做振型分解，以便对转子不平衡型式做出正确判断，选取正确的加重形式。现场实践经验表明，对于柔性支撑其振动具有下列明显特征1柔性支撑转子的相对轴振和绝对轴振往往小于轴承座振动，且轴承座振动偏大，甚至超标；2机组在正常运行中轴承座振动不稳定，当工况发生变化时容易出现振动突然增大，例如机组负荷、真空等发生变化时容易引起振动变化；3机组大修后容易出现振动恶化，需要重新调整轴系平衡。3柔性支撑转子振动机械滞后角的优化选取机械滞后角的选取是否正确，不仅关系到试加重方向的正确与否，同时还关系到转子振型判断和加重形式的选取。若两个支撑同为柔性支撑，则机械滞后角的选取不影响转子振型判断，若转子的两个支撑一个为刚性，一个为柔性时，由于两个支撑自振频率的不同，还应对轴瓦相位做滞后角差值的修正，才能正确判断转子的振型。根据现场柔性支撑转子平衡经验，国产引进型300MW机组属于柔性支撑的3号、4号瓦轴瓦垂直振动机械滞后角在130。一180。之问。从大量轴系平衡统计资料看，柔性支撑转子轴相对振动其滞后角在同型机组上分散性很大，已经失去实用价值。柔性支撑的轴瓦垂直振动机械滞后角分散度较小，因此对于柔性支撑的转子，用其轴承座垂直振动作为平衡依据效该机组为国产引进型300MW，低压转子由3号、4号轴承支撑。3号、4号轴承座坐落在低压缸上，通过启机测量3号、4号瓦垂直方向瓦振波特图，如图1、图2所示，测得其支撑系统共振转速均为2460RRAIN，属于柔性支撑。在某次大修定速后3号、4号瓦垂直方向瓦振均超标，由于该机型普遍存在低压转子支撑动刚度偏低的问题，通过对振动数据分析，认为可以通过调整低压转子平衡来降低轴瓦振动。砷蹶蛩哪1日AMN”0O姗O，IFR、，卜一IFI、。；J_。_一SIO1500ZOO0Z5003000转I蠢ROTALIVVELOCITYRM图1A电厂3号机组3号瓦波特图“瓦瓦撼嚣；ARSO0MO1SDO2MOOMOIII蔓摊量200，。辛；转速ROALIV“CLOCITYRRAM图2A电厂3号机组4号瓦波特图从图1、图2可以看出，3号、4号轴承座自振频率相同，因此，机械滞后角对于振型判断无影响，从两个轴承座垂直振动工频相位可知，低压转子存在二阶不平衡，需要在转子上加反对称重量。根据现场平衡经验，工作转速下该型机组低压转子轴承垂直方向瓦振机械滞后角在130。180。范围，考虑到其自振频率转速接近2500RRAIN，机械滞后角取160。，低压转子3号瓦侧加重905异160。，4号瓦侧加重900G34O。，动平衡后再次启机，振动数据如表1。从平衡效果可以看出，两个轴承振动降幅明显，平衡后3号、4号瓦瓦振均降到301XM以下，表明机械滞后角选取160。是合理的。42B电厂2号机组低压转子该机组也为国产引进型300MW，低压转子由3号、4号I9扑90、州舞瑚MM埘L、州霉艄第4期李恒海等柔性支撑转子高速动平衡时机械滞后角的优化选取291表1高速动平衡前后振动数据瑚。轴承支撑。新机调试启动测量3号、4号瓦垂直方向瓦振波特图，如图3、图4所示，测得其支撑系统共振转速均为2310RMIN，属于柔性支撑。定速后4号瓦垂直方向瓦振超标，通过对振动数据分析，决定对低压转子进行高速动平衡。按照瓦瓦振HT6，2M1M1M”M啪哪4瓦瓦攘I口O5O钟转遘ROTIVC_，CLOCN，RRNIN图3B电厂2号机组3号瓦波特图IT1LOLE1OOLIII3EI_。L1TI111I一II；LIILFI；II；I。一。MI一一。I瑚IO图4B电厂2号机组4号瓦波特图垂直方向瓦振作为平衡依据，机械滞后角取180。，试加重为3瓦侧4460。，4瓦侧447G180。，加重前后3号、4号轴承处轴振动、垂直方向瓦振如表2所示。表2高速动平衡前后振动数据RN。由表2可以看出，加重后4号瓦轴振、瓦振均下降至合格范围，说明动平衡时机械滞后角的选取是基本合理的，但与该转子柔性支撑的实际机械滞后角度值仍有偏差。根据原始振动、试加重及加重后振动，通过计算可知最佳加重应该为3瓦侧54528。，4瓦侧546208。，重新推算该转子柔性支撑的实际机械滞后角应为152。5结论通过对柔性支撑转子动力学特性分析及有关现场动平衡实例证明，本文中所提出的机械滞后角的选取范围对于国产引进型300MW机组柔性支撑的低压转子动平衡是合理的。参考文献1钟一谔，何衍宗，王正，等转子动力学M北京清华大学出版社，19872施维新汽轮发电机组振动与事故M北京中国电力出版社19913陆颂元汽轮发电机组振动M北京中国电力出版社，2OO上接第268页4结论1在冬季工况时，管内湿蒸汽流速较大，管内流动损失远大于设计工况和考核工况。2当管内流体流经弯头、三通及变径处时压力变化较大，压降升高；当流体速度方向改变时，往往会形成涡流，造成能量的耗散，压降升高，能量损失变大。3高位布置方式的管内总压降高于Y型布置方式，约大30左右；高位布置方式的流量分配较L，型布置方式均匀；各蒸汽分配管流量分配存在不均匀现象，质量流量偏差在3以内。参考文献1杨奇逊我国电力中长期发