發電機兩端支撐特性對其振動響應的影響研究及應用分析

曾慶猛， 劉志敏

（華電電力科學研究院，浙江 杭州 310030）

發電機兩端支撐特性對其振動響應的影響研究及應用分析

曾慶猛， 劉志敏

（華電電力科學研究院，浙江 杭州 310030）

建立了某1000MW機組的有限元模型，利用該模型研究了發電機兩端支撐特性相近和差別顯著時軸系的振動響應特性，模擬結果表明發電機兩端支撐特性相近時，發電機一階不平衡主要引起發電機一階臨界轉速下的同相振動；而當發電機兩端支撐特性相差較大時，發電機一階不平衡在發電機一階臨界轉速下激起較大的同相振動，同時也激起較大的反相分量。最后結合某發電機異常振動診斷及處理案例進一步驗證了結論的可靠性。

汽輪發電機； 支撐特性； 振動； 三支撐結構

0 引言

火力發電機組中當轉子兩端支撐特性差別顯著時，如當發電機勵端由落地軸承支撐，汽端由坐落在低壓排汽缸上的軸承支撐時，發電機兩端支撐動剛度可能存在一定差異，此時轉子兩端的振動響應與兩端支撐特性相近時的振動響應不同，會給現場動平衡中不平衡位置、型式的判斷以及加重面和加重方向的選擇帶來一定的影響。

支撐特性對軸系振動響應特性的影響不可忽略[1-3]，論文首先根據某實際機組軸系的尺寸建立ANSYS模型，然后模擬研究發電機兩端支撐特性相近和差別顯著時發電機兩端振動響應規律，最后根據研究結果指導某發電機轉子的振動故障診斷及處理，同時現場故障診斷與處理也進一步驗證了研究成果的可靠性。

1 某機組軸系建模

1.1 有限元建模及模態分析

根據某1000MW機組建立軸系有限元模型，軸系由高壓、四個低壓、發電機和勵磁機轉子組成，為減小計算工作量，只分析低壓、發電機和勵磁機連成的軸系，且這與利用整個軸系計算的結果相比誤差很小。軸系有限元模型如圖1所示。

若支撐系統的基礎及軸承座剛性較好，則基礎及軸承座可簡化為質量-彈簧-阻尼器模型。在臨界轉速計算中，可用在感興趣的轉速范圍內的平均值來代替，即視為常數，一般由此引起的誤差也較小。根據該機組軸承型式、結構尺寸和載荷等，取發電機兩端水平、垂直支撐剛度分別為0.8×109N/m、1.3×109N/m，水平、垂直支撐阻尼分別為0.23×107N/（m/s）、1×107N/（m/s），忽略對軸系動力特性影響很小的交叉剛度和交叉阻尼。模態分析得該軸系發電機一階臨界為830r/min，二階臨界為2160r/min，與實測值785r/min、2060r/min相比誤差分別為5.7%、4.9%，模型較為合理。

圖1 軸系有限元模型Fig.1 Finite element model of shaft system

1.2 支撐相近情況下不平衡響應計算

當發電機兩端瓦附近（節點N378、N406處）分別存在1.5kg∠260°的不平衡，對軸系進行諧響應分析，得各瓦處振動波德圖。發電機兩端#11、#12處在發電機一階臨界轉速下振動最大，且兩端振幅相近，經分解兩端振動主要成同相。

圖2 支撐相近時發電機一階不平衡下各瓦波德圖Fig.2 Bode diagrams when the support characteristic were similar and there was a first order imbalance

1.3 支撐差別顯著情況下不平衡響應計算

將發電機前瓦支撐剛度降低為原來的1/10，當發電機存在一階不平衡時，經諧響應分析計算得出如圖3所示的伯德圖。#11瓦支撐剛度較低，在同樣大小激勵力下，支撐剛度越低振幅越大，在過發電機一階臨界時#11處有振動峰值。

圖3 支撐差別顯著時發電機一階不平衡下各瓦波德圖Fig.3 Bode diagrams when the support characteristic were strikingly different and there was a first order imbalance

圖4 支撐差別顯著時發電機一階不平衡下振動分解Fig.4 Decomposition of vibration when the support characteristic were strikingly different and there was a first order imbalance

將不平衡激起的振動按諧分量法進行分解，得到兩端同相、反相分量隨轉速變化曲線，如圖4所示。發電機兩端支撐特性差別較大時，發電機一階不平衡引起發電機兩端同相振動同時，也引起一定的反相振動，且在發電機一階臨界下二者皆達到峰值。

2 某發電機振動診斷及處理

2.1 啟動監測數據

某機組軸系由汽輪機、發電機及四個徑向軸承組成，從汽輪機前端到發電機勵磁端軸承分布依次為#1、#2、#3、#4軸承，且皆為橢圓軸承。汽輪機轉子通過一副半撓性波型聯軸器與發電機轉子相連。

機組經多次啟動到1500r/min附近時#3軸承座瓦振都較大（50um左右），且仍有繼續發散的趨勢，機組立即降速。最后一次過發電機臨界轉速1550-1750r/min區間時，升速率設定為600r/min/min，且解除振動保護，方可通過臨界轉速區。

升速過程中，機組轉速為1558r/min、1769r/min、3000r/min時，發電機兩端軸承座振動分別見表1，由于汽輪機兩端軸瓦#1、#2瓦振動很小，振動問題表現在發電機轉子上，此次重點監測發電機的振動。

表1 不同轉速下#3、#4軸瓦振動Tab.1 Vibration of#3 and#4 at different speeds通頻/工頻/相位（um/um/°）

發電機#3瓦振升速伯德圖如圖5所示，過臨界時發電機#3瓦振頻譜圖如圖6所示。

2.2 振動診斷

經啟動監測，發電機兩端軸瓦以#3瓦過發電機一階臨界（1550-1750r/min）時振動最大，本次監測過臨界時#3瓦振達77um，接近機組跳機保護動作值（80um），而#4瓦過臨界振動僅為24um。

圖5 動平衡前#3軸承升速伯德圖Fig.5 Bode diagram before dynamic balance of#3 bearing

圖6 動平衡前#3軸承瓦振過臨界時頻譜Fig.6 The spectrum at the critical speeding before dynamic balance of#3 bearing

（1）機組振動問題僅突顯在#3瓦振上，近距離內有軸承，即汽輪機電端#2軸承，且振動不明顯（過發電機臨界轉速時該最大值不到30um），導致該現象的原因有兩個，汽輪機與發電機間采用半撓性波形聯軸器，起到一定“減振”作用，而更主要的原因為故障源在發電機側。

（2）振動問題表現在#3瓦振過臨界1550-1750 r/min轉速范圍內振動明顯，此區間瓦振接近機組振動保護動作值（保護值80um），根據頻譜分析，如圖6所示，為一倍頻，為普通強迫振動，導致該#3瓦振過臨界振動大原因有兩個，一是在臨界區間激振力與轉速同步發生一定程度共振，二是轉子存在一定的質量不平衡。#3瓦共振峰值轉速區較寬，其共振放大因子Q較小，發電機存在的不平衡振動可通過現場高速動平衡得以減小。

（3）由于3000r/min空轉及帶負荷下該機組振動水平優秀，皆在15um以下，僅僅在發電機臨界轉速下振動大，且#3瓦振最大為77um，而#4過臨界瓦振較小僅為24um，造成如此差距的原因可能有兩個：其一，該發電機轉子既存在一階不平衡也存在二階不平衡，且表現在#3瓦振上一階和二階重合，使其振動較大，而#4瓦振上一階和二階反相，使其振動相互抵消一部分，振動較小；其二，發電機兩端軸承支撐特性差距較大，即后端采用落地式軸承，支撐剛度較大，前端軸承坐落在低壓排汽缸上，支撐剛度相對落地軸承支撐剛度小，導致兩端支撐剛度差別較大，根據轉子動力學振動響應特性，在同等激振力情況下，支撐剛度較小的軸承振幅相對較大，且該情況下若發電機存在一階不平衡，不僅產生同相振動也會產生反相振動。由于發電機在過一階臨界時振動大，且兩端軸瓦過一階時同相振動較反相振動大，則可通過一階平衡進行處理。

2.3 振動處理

經診斷，擬進行發電機臨界轉速下動平衡。根據表1發電機兩端軸瓦振動幅值和相位數據，試在發電機兩端分別加重250g，加重方位在反光條方位。

加重后機組啟動，過發電機一階臨界時，#3瓦最大振幅由平衡前的77um降為26um，#4瓦由原來的24um變為27um，且機組帶負荷運行中，#3、#4振動皆較小（不超過20um）。一次加重取得較好效果。

圖7 動平衡后#3軸承升速伯德圖Fig.7 Bode diagram after dynamic balance of#3 bearing

圖8 動平衡后#3軸承瓦振過臨界時頻譜Fig.8 The spectrum at the critical speeding after dynamic balance of#3 bearing

3 結語

論文模擬研究了發電機兩端不同支撐特性對發電機兩端軸承振動的影響，ANSYS模擬發電機兩端支撐特性相近時，發電機一階不平衡主要引起發電機一階臨界轉速下的同相振動；而當發電機兩端支撐差別顯著時，發電機一階不平衡在發電機一階臨界轉速下激起較大的同相振動，同時也激起較大的反相分量，避開臨界后振幅大幅下降。

根據ANSYS模擬結論，結合某機組現場實際的振動問題，對該發電機振動進行診斷，判斷為引起發電機一階臨界轉速下較大的同相、反相分量是由發電機一階不平衡激起的，并通過一階臨界轉速下的現場動平衡將臨界轉速下振動降到合理范圍，取得較好效果，對今后類似故障的診斷與處理有一定工程借鑒意義。

[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

曾慶猛（1988-），男，安徽泗縣人，碩士，工程師，主要從事旋轉機械振動故障診斷及處理工作；

劉志敏（1988-），男，江蘇南通人，學士，工程師。