燃气轮机发电机组突发性振动及排除

图 1 轴颈在轴承中的位置
转。当转子角速度增大到一定数值时, 则 F > W , (F - W ) 的切向分量将产生一切向力矩 M:
M = (F - W ) e S inΥ
Ξ 收稿日期: 1999207212
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二、检测前振动测试及分析
油腔中将不能充满油, 油膜被破坏, 失去了转
子在油膜力作用下进行涡动的条件。 因而发 生油膜自激涡动的条件为 Ξ≤8 2。
为了对发电机异常振动有进一步了解, 检修前先对机组进行振动测试及分析。 而且
经验表明, 通常 Ξ= (0. 39～ 0. 49) 8 , 具 在测试过程中捕捉到了振动突升及突降现
验;
新瓦复装后侧隙符合规范要求, 且消除
2) 对发电机转子进行高速动平衡试验, 了左右偏差。
减小激振力;
用压铅丝测量 3# 、4# 轴瓦顶隙。
3) 更换 3# 、4# 轴瓦。
3# 瓦顶部间隙分别为 0. 415mm (前) 和
为了排除由于电气设备故障产生的振 0. 395mm (后) , 符合图纸要求和规范。
2) 在下瓦开环槽或其它形式的沟槽;
常变化。
3) 在下瓦开泄油槽, 在泄油槽内开几个
在动平衡试验室最终平衡结果是:
泄油孔;
汽端轴承 (相当于 3# 轴瓦) 振动速度有
4) 降低顶隙而侧隙不变, 相当于把圆柱 效值为 0. 90mm s, 励端轴承 (相当于 4# 轴
轴承改变为椭圆轴承;
瓦) 振动速度有效值为 0. 79mm s, 都小于国
图 6 检修前振动突升后的波形
图 8 检修前振动突降后的波形
图 7 检修前振动突升后的振动频谱
图 9 检修前振动突降后的振动频谱
油膜的自激涡动与转子和轴承都有关 承和可倾瓦轴承。
系, 提高转子本体刚度可以提高第一阶临界
西德的 J ·格林尼克教授经过长期研
转速 Ξr, 而当工作转速 8 工作< 2Ξr 时, 通常系 统有可能发生半速涡动, 但如图 3 所示不会
时, o、o′作直线与轴承两边交于 A 、B 两点, 设轴承间隙为 C。
根据油流连续条件, 以A B 为界, 在任一 瞬间流进 A B 线 A 侧间隙的油量 (或体积) 应等于A B 线B 侧间隙流出的油量 (或体 积)。
动, 而轴颈离开平衡位置作发散的运动, 标志 着轴颈失稳。由于油膜的非线性特性, 此时振 动很小, 轴颈有可能围绕静平衡位置沿着某 个轨迹作循环性的有限振动。 如果轴颈本身 有较大的振动, 则在失稳后迅速发展为剧烈 的低频振动。
Ξ 第 12 卷 第 4 期 1999 年 12 月
《燃 气 轮 机 技 术》 GAS TURB INE TECHNOLOGY
V o l112 N o. 4 D ec. 1999
燃气轮机发电机组突发性振动及排除
邓 勇
汪树建
(南京燃气轮机研究所)
(南京汽轮电机厂)
这个力矩M 将使转轴轴颈中心不再保 切向分量企图推动轴颈以 eΞ 周向平均流动
持在 o′上, 而是如图 2 所示被迫以角速度 Ξ 速度顺向涡动。 而外部阻尼力的存在阻止这
绕其平衡位置涡动。
种涡动发生。 当油膜力的切向分量大于外部
当轴颈在轴承中处于图 2 所示特殊位置 阻尼力时, 轴颈以角速度 Ξ 发生顺向低频涡
运行半小时后, 振动又发生突降。图 8 和 图 9 分别为突降后的振动波形和频谱。 突降 后半频振动分量明显减小。 状态变化时相应
图 5 检修前振动突升的振动频谱
频谱值示如表 2。
表 2 振动发生变化时, 3# 轴瓦的 振动分量变化情况 mm s 峰值
状 态 突升前 突升后 突降后
半 频 21774 41833 01436
工 频 11926 3198 11886
2 倍频 01814 21828 11459
3 倍频 11020 31673 01751
从以上分析看出发电机 3# 轴承已处于 油膜自激涡动状态。
三、改善轴承稳定性的措施
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究, 在他的“支承高速转子的滑动轴承”一书 中介绍了一个用于评价轴承载荷大小的综合
发生油膜震荡。 对于已运行的机组而言企图 参数, 即索莫菲尔德数:
改变 Ξr 是不现实的, 提高转子 轴承的稳定
S = P Ω2 ΛΤL
性主要从改善轴承的运行状态入手。
其中: Ω= C R 为轴承的相对间隙, 即轴颈与
动, 对发电机定子、转子重作了出厂前交流阻
在用铅丝调整瓦背紧力、间隙时, 测量出
抗、绝缘阻值测定等全部试验。试验结果表明 3# 轴瓦球面与上轴承盖之间有 0. 17mm (前)
全部符合出厂规范要求。
和 0. 21mm (后) 间隙。 根据制造厂技术文件
发电机转子在工厂试验室进行仔细的高 要求该面间隙为 0. 02 到 0. 03mm。因而在瓦
图 4 检修前振动突升前的波形
图 3 典型的转子 轴承系统失稳曲线 (瀑布图) 表 1 检修前机组振动突变情况 mm s 峰值
负荷 (M W ) 状 态 3# 轴承 4# 轴承
31
发生突升前 3. 81
1. 78
31
发生突升后 8. 02
2. 55
31
发生突降后 2170
1192
图 4～ 图 9 为检修前相应状态的振动波 形和频谱。
综上所述油膜半速涡动是油膜吸收能量
维持振动的发生, 而转子的轴颈2油膜2轴承
自组成一个系统。 所以这种振动不同于转子
因质量不平衡而引起的振动, 称之为油膜自
激振动。
油膜自激振动的重要特征是转子涡动角
频率 Ξ 是转子转动角频率 8 的一半。在振动
频谱分析中存在明显的半频振动分量。 伴随
图 2 从流动连续性证明涡动比
Τ—润滑油平均周向流动速度。
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一般情况下提高承载系数 S , 有利于提 衡槽上加重 230g 平衡块, 在转子励磁机侧平
顶隙、侧隙都大于 0. 50mm。 已大于图纸要 求, 更远大于规范要求数据 0. 0015D = 254× 0. 0015= 0. 38mm 的要求 (D 为轴颈直径)。
在拆卸 3# 、4# 旧瓦时, 对侧隙检查如图 10 所示。
从图 10 可以看出旧瓦侧隙明显超标, 而 且两瓦侧隙左右两侧相差很大, 且偏差方向 相反, 不利于转子正常运行。
假定整个轴颈以 o′点的速度 eΞ 向上移 动, 那 么 在 该 瞬 间 所 造 成 的 空 穴 体 积 为 2R eΞ。
着转速 8 的增加, 涡动角频率 Ξ 也同步增 加, 但保持比值 Ξ 8 不变, 见图 3。 只有当 Ξ 与转子第一阶共振频率 Ξr 相等时, 则振动急 剧加大而产生油膜震荡, 此时 8 = 2Ξr。 此时 机组运行是非常危险的。
5) 增加上瓦巴氏合金宽度, 减小上瓦沟 标 1. 8mm s 的要求。
槽宽度等等。
在这次检修前因振动大, 巴氏合金被损
而从运行的角度看, 可采用:
坏而对 3# 、4# 轴瓦进行过检查、修刮。据介绍
1) 改善转子动平衡状态, 减小激振力;
3# 、4# 轴瓦间隙都明显偏大。尤其是 3# 轴瓦
2) 改变润滑油的母管温度及压力。改变 油温从而改变润滑油的动力粘度 Λ, 也会对 振动产生影响。 从承载能力看, 提高油温, 使 Λ 值下降对油膜稳定有好处, 但 Λ 值的下降 使阻尼也随着下降, 对振动又不利。 鉴于如 此, 许多资料推荐滑油母管温度不宜太高, 一 般选在 40℃左右为好。如果发生了油膜半速 涡动, 调节一下滑油母管的温度和压力也是 一个可取的方法。
一、油膜半速涡动的机理
如图 1 所示, 转子支承在圆柱轴承上以 8 角速度旋转。W 为重力等产生的静载荷, F 为油膜产生的反作用力。o 为轴承中心, o′为 轴颈中心, e= oo′为偏心距, oo′连线与垂线的 夹角为偏位角 Υ。
在一定的角速度 8 时,W = F。 位置 (e, Υ) 既为轴颈的平衡位置, 转子以 o′为中心旋
高轴承的稳定性。
衡槽上加重 590g 平衡块, 转子在第一阶临界
对于圆柱轴承, 为了提高稳定性, 实践证 转速 1840r m in 时, 振动值小于 1mm s。 在
明在结构上可采取以下措施:
3300r m in 转速下超速 2 分钟, 在 3000r m in
1) 把轴瓦车短, 降低长径比;
工作转速下稳速运行 10 分钟, 观测振动无异
图 4 和图 5 为振动突升前的波形和频 谱。 从图 4 中看到 3# 轴承振动波形非常紊 乱, 从测量分析仪上看到波形上下波动, 且急 剧变化。图 5 的频谱分析表明 3# 轴瓦振动存 在有很大的半频 (25H z) 振动分量, 而且半频 分量从分析仪上看到始终在上下波动。
图 6、图 7 是振动发生突升后的振动波 形和频谱。此时 3# 轴瓦振动已由突升前的 3. 81 上升到 8. 02mm s 峰值。
假定轴承两端油泄漏量为零, 则根据油 流的连续性条件, 必有:
而当转速继续增加, 即 8 > 2Ξr 时, 如图 3 所示振动继续增加, 毫无下降趋势。同时涡
R 8 (c + e) 2 = R 8 (c - e) 2 + 2R eΞ
动频率不再变化, 始终如图 3 所示 Ξ= Ξr。
解得: Ξ= 8 2 如果 Ξ> 8 2, 则出油量大于进油量, 故
摘 要
本文阐述了油膜半速涡动和油膜自激振荡的机理, 分析了某燃气轮机发电厂 3# 轴瓦发生油膜半速涡动而 导致突发性振动的原因, 采取措施在检修中消除了半速涡动, 从而使机组安全可靠地运行。
主题词: 轴瓦 油膜振荡 自激振动
前 言
某燃气轮机发电厂发电机的 3# 、4# 轴承 带负荷运行时长期存在振动值突升、突降现 象, 而且有不断上升的趋势, 危及机组安全运 行, 只好强迫停机。为此对其振动状态进行测 量和分析。
速动平衡。 平衡时在发电机转子汽轮机侧平 背球面上垫了 0. 18mm 厚的铜皮, 使之符合
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为了防止油膜自激振动, 提高稳定性, 现 轴承间的半径间隙 C 与轴承半径 R 之比;
已设计研究了一些特殊断面的轴承。 实践证
Λ—润滑油的动力粘度;
明, 这些轴承的稳定性比圆柱轴承好得多, 整
L —轴承长度;
个转子 轴承系统的抗振性也有提高。这些轴
P —轴承所承受的静载荷;
承主要有: 椭圆轴承、多油楔轴承、多油叶轴
从图 2 可知, 通过 A 侧由轴颈旋转时在 单位轴向长度上带进间隙的油量为 R 8 (c+ e) 2。 同一瞬间在 B 侧带出间隙的油量为: 2R 8 (c- e) 2。
图 3 是美国本特利振动仪器公司提供的 一张典型的转子 轴承系统失稳曲线 (瀑布 图)。 从中可以看出伴随着转子旋转速度 8 的增加半频涡动的变化情况。
观测 3# 旧下瓦, 在修刮的油楔两侧阻油
四、消除振动的方法
边上, 由于振动大发生巴氏合金损伤已有明 显的修刮痕迹, 阻油边已不起作用, 瓦两侧泄
漏油严重, 不利于形成油膜。
通过以上分析, 在检修过程中采取了以 下措施:
1) 对发电机定子、转子进行常规电气试
对 3# 瓦分别用芯轴及转子轴颈进行仔 细研磨、修刮。 复装后 3# 、4# 新瓦侧隙见图 11。
体情况同两端面泄油量、轴颈和轴瓦表面状 象。
态、油压等因素有关。
在 1999 年 5 月 4 日运行过程中机组振
转子在轴承中运转时, 轴承中油膜力的 动情况见表 1。
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