摘要：大型汽轮机低压缸两侧轴承座有落地式和座缸式两种。座缸式轴承位于排汽缸扩压器洼窝中，转子和汽缸自重、真空载荷等通过轴承座传递到汽缸壳体，再经汽缸下部裙部支撑传递到基础上。这类机组轴系短，结构紧凑，在大型汽轮机上得到广泛应用。然而近年来很多机组座缸式轴承振动较大，还出现了轴承振动比转轴振动大的异常现象。基于此，本文主要对汽轮机座缸式轴承振动影响因素进行分析探讨。
关键词：汽轮机；座缸式轴承；振动影响因素；研究
1、前言
与落地式轴承相比，座缸式轴承支撑刚度较小，缸体变形等因素对支撑刚度影响较大，振动分析时需要考虑转子－轴承－支撑系统耦合特性。模态综合法和阻抗匹配法是两种常用的耦合分析方法。这2种方法将基础视为由多个集中质量块所组成的复杂结构，经模态分析后按相应准则组合为整体系统。
汽轮发电机组振动分析时，必须将转子－轴承－支撑系统作为一个整体来考虑，支撑系统刚度对机组振动的影响很大。为了减小轴系长度，大型汽轮机低压缸两侧的轴承座大多位于排汽缸扩压器洼窝中，转子和汽缸自重、真空载荷等通过轴承座传递到汽缸壳体，再经汽缸下部裙部支撑传递到基础上。这类系统的支撑刚度取决于排汽缸结构刚度以及排汽缸底部与台板之间的连接刚度。座缸式轴承座的结构刚度通常较小，排汽缸在真空等因素的作用下容易变形，导致汽缸底部和台板之间的接触不均匀，从而影响连接刚度。机组动力学设计时，要求系统共振转速避开工作转速(3000r/min)的裕度必须达到10%以上。如果避开裕度不够，受真空等外界因素的影响，排汽缸变形并导致连接刚度降低后，机组在工作转速下运行时极易落入共振区，进而导致大幅振动。这种现象在大型汽轮发电机组上表现得比较突出。
本文以某大型600MW汽轮发电机组为例，研究了该机组上发生的低压缸轴承座振动现象，结合机组上开展的动平衡试验，对实际出现的振动现象进行了综合分析。
2、某大型汽轮机低压转子轴承座振动分析
2.1轴系结构
某电厂2号机组为超临界、一次中间再热、单轴、三缸四排汽凝汽式汽轮机，额定负荷为600MW。在2号机组新机启动调试以及随后的一段时间内，低压I缸轴承座振动较大，对机组安全稳定运行产生了一定影响。该机组汽轮机高压转子两侧轴承采用落地式轴承座，低压Ⅰ转子和低压Ⅱ转子两侧4个轴承采用座缸式设计，发电机转子两侧轴承采用端盖式轴承座。机组轴系布置如图3所示。
2.2升速过程中机组振动情况
机组在x和y方向上各装了一个轴振测点，在顶部安装了一个轴承座振动测点。两个低压转子一阶临界转速相同，约为1165r/min～1206r/min，二阶临界转速相同，约为2650r/min～2900r/min，两个低压转子动力特性近似相同。由轴承座振动信号可知，两个低压转子轴承座一阶临界转速相同，为1177r/min，与轴振所对应的一阶临界转速相同。二阶临界转速则有一定差别，低压I转子和低压II转子分别为2678r/min和2328r/min。低压I转子轴振和轴承座振动所对应的二阶临界转速相同，但低压II转子轴振和轴承座振动所对应的二阶临界转速有一定差异。
2.3工作转速下机组振动情况
表1给出了几个典型转速下的振动数据。3000r/min工作转速下3号～6号轴承各点轴振分别为39μm、70μm、33μm和16μm，各点轴承座振动分别为20μm、35μm、20μm和17μm。虽然工作转速下轴振都不大，但是4号轴承座振动较大，超过了新机优秀标准。
表1典型转速下的振动数据单位:μm∠°
2.4机组振动原因分析
在一阶临界转速附近，低压转子两侧振动基本为同相，呈现典型的一阶振型。随着转速的升高，低压转子两侧振动相位差逐渐增大，在二阶临界转速附近，低压转子两侧振动信号中反相分量较大，呈现典型的二阶振型。对大型汽轮发电机组而言，工作转速下的振动大多对二阶振动模态比较敏感。
该型汽轮机两个低压转子、轴承座和排汽缸结构型式完全相同，动力特性应该完全相同，但两个低压转子与轴承座振动相对应的二阶临界转速出现差异，说明轴承座和排汽缸组成的支撑系统刚度有差别。不同安装状态和排汽缸在真空等外界因素作用下变形等所引起的低压缸裙部与基础台板之间的接触状况变化，改变了轴承座支撑特性。工作转速附近轴振变化平缓，而轴承座振动对转速比较敏感，随着转速的升高而直线爬升，初步判断轴承座在3000r/min附近存在共振频率点。工作转速下运行时，轴承座振动实际上处在共振区内，对外界激励力的变化比较敏感，从而导致轴承座大幅振动。
两个低压转子的支撑系统动力特性不完全相同，轴承座共振频率点不完全相同。此外，低压II转子两侧轴振小于低压Ⅰ转子，作用到轴承座上的外界激励力较小，导致低压Ⅱ转子两侧轴承座振动较小。根据上述综合分析，判定轴承座和排汽缸所组成的低压转子支撑系统在工作转速附近存在共振现象，导致低压I转子工作转速下轴承座振动较大，而且对转速变化敏感。
2.5机组振动治理方案
要消除支撑系统共振，就要尽可能提高支撑刚度，将支撑系统共振频率点提高到工作转速范围以外。但在现场实施时，受低压缸结构、安装、工期等方面因素的限制，大幅度提高支撑系统刚度的难度很大。转子不平衡是旋转机械最常见的激励力，其所引起的振动属于强迫振动，满足以下关系:
A=F/Keff
式中，A为振动幅值;F为激励力幅值。
支撑系统动刚度不是一个常数值，随着转动频率的变化而变化。当ω→ωn时，Keff→0。此时，支撑系统动刚度Keff很小，振动对外界激励力比较敏感，力对振动的影响系数幅值较大，在微小激励力的作用下，都有可能引发大幅振动。减小激振力和增大支撑系统动刚度都可以降低振动。支撑刚度难以大幅度改善时，降低激振力同样可以取得较好的减振效果。对于本机组而言，为了减小低压转子轴承座振动，决定在低压I转子上开展动平衡试验。
3、动平衡试验
根据计算，决定在两侧叶轮上加一组力偶形式的平衡配重来减小转子上存在的不平衡力，单侧叶轮加重量为250g。表2给出了动平衡试验后的振动数据。从表中可以看出，本次平衡后，低压I缸两侧轴振和轴承座振动都大幅度降低。加重对低压I转子两侧轴振的影响近似相同，但对两侧轴承座振动的影响不同，幅值相差了3倍，两侧支撑特性确实不对称。
根据加重对轴承座振动的影响系数可以看出，3000r/min工作转速附近，轴承座振动滞后角约为85°，接近90°，只有当研究对象轴承座处于共振区时才有可能出现该现象。
表2动平衡试验后振动数据单位:μm
4、结论
大型汽轮发电机组低压缸两侧采用座缸式设计的轴承座，虽然结构紧凑，但因为本身结构刚度较低，再加上排汽缸变形等因素引发的连接刚度降低，将会大大减小系统支撑等效刚度。在工作转速附近运行时，容易出现低压缸共振现象，并导致轴承座振动大。为降低轴承座振动，除在设计方面提高低压轴承座支承刚度外，应尽可能提高低压转子的动平衡精度，减小转子激振力。
参考文献
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论文作者:张树纲
论文发表刊物:《电力设备》2018年第26期
论文发表时间:2019/1/15
标签：转子论文; 低压论文; 转速论文; 刚度论文; 轴承座论文; 机组论文; 汽缸论文; 《电力设备》2018年第26期论文;