汽轮机转子振动分析（精选10篇）
汽轮机转子振动分析 篇1
对国内引进的某型燃气轮机转子的动力特性进行估算有利于摸清燃机转子在动力特性方面的设计规律,有助于制定我国自主研发的设计准则。该燃气轮机转子轴向总长9 200mm,自重48 690kg,该轴系工作转速为3 000 r/min。
1 建立模型
根据燃气轮机转子的结构(图1)可以建立其三维有限元分析模型,如图2所示。
该转子的各级轮盘和拉杆的材料属性均取为:密度:ρ=7.85×103kg/m3;
弹性模量:E=2.01×1011Pa;
泊松比:μ=0.3。
连接装配燃气轮机转子模型、发电机转子模型以及负荷联轴器模型,即可得到机组轴系模型,如图2所示。燃气轮机转子与负荷联轴器之间、负荷联轴器与发电机转子之间的接触面,采用TARGE170单元和CONTA174单元模拟[1];5个滑动轴承采用COMBI214单元模拟,整个轴系模型总计划分节点数为81 208,单元数为47 622。
2 ANSYS转子动力学分析简介
转子系统的运动微分方程式应写为:
其中C是阻尼矩阵,非对称阵;M为质量矩阵,G是陀螺矩阵,反对称阵;K是刚度矩阵的对称部分;S是它的非对称部分,x为位移,t为时间。各矩阵常常还是转速ω的函数[2]。
求解这一方程的特征值或响应是很困难的,特别是当自由度数较多时尤为如此。解决这个难题正是转子动力学在计算方法研究方面的任务。不论是计算系统的稳定性、临界转速还是不平衡响应,其中心任务是计算公式(1)的特征值与特征向量[3]。
3 分析结果
通过求解上述有限元模型,可以得到该转子的前三阶固有频率如表1所示。
根据表1可知,振动试验测试所得的固有频率与ANSYS模态分析结果误差较小(最大不超过±2%),另外一阶扭振频率高于工作转速,故该机组不存在扭振工作中出现扭振的危险。
机组轴系的Campbell图如图4所示,其中燃气轮机转子振型对应的曲线采用实线标记,发电机转子振型对应的曲线采用虚线标记,负荷联轴器振型对应的曲线采用双点画线标记。
由Campbell图可知,低阶曲线随着转速增大,变化趋势不明显,而高阶曲线随着转速的增加变化比较明显。
通过表2可知,本文的计算结果与内部资料所提供的计算结果比较吻合。
其模态如图5所示。
4 结论
本文利用有限元程序,通过对某型燃气轮机轴系转子振动特性的计算分析,得到了其扭振模态和临界转速,所得计算结果与内部资料提供的数据误差很小,证明了本文提供的临界转速计算方法的正确性,为我国当前设计燃气轮机提供了一套可供参考的计算方法。
摘要：以某型燃气轮机轴系作为对象研究其动力学特性,采用ANSYS有限元模态分析方法研究了该机组轴系的主要组成部分—燃气轮机转子和发电机转子的自由振动固有特性。在支撑结构模拟中,考虑到油膜刚度和阻尼的影响,以ANSYS COMBI214单元模拟滑动轴承支承结构,对该轴系系统地进行了扭振模态、临界转速等动力学特性分析,结果表明它们都基本上符合要求。
关键词：模态,动力学特性,轴系
参考文献
[1]顾家柳,夏松波,王正.转子动力学[M].北京:国防工业出版社,1985.
[2]钟一谔,何衍宗,王正,等.转子动力学[M].北京:清华大学出版社,1987.
[3]饶寿期.有限元法和边界元法基础[M].北京:北京航空航天大学出版社,1991.
汽轮机转子振动分析 篇2
利用优化的八节点超参数单元法对某型发动机低压压气机转子叶片的振动特性进行了计算分析,并结合转子结构和发动机工作状态深入分析了可能发生的危险共振情况,发现第二级转子叶片抗振性能不好,为转子叶片的在线监测与故障预报提供了重要依据.
作 者：金业壮 杜少辉 闻邦椿 JIN Ye-zhuang DU Shao-hui WEN Bang-chun 作者单位：金业壮,JIN Ye-zhuang(东北大学,沈阳,110015;沈阳航空工业学院,航空宇航学院,沈阳,110034)
杜少辉,DU Shao-hui(沈阳发动机设计研究所,沈阳,110015)
闻邦椿,WEN Bang-chun(沈阳航空工业学院,航空宇航学院,沈阳,110034)
汽轮机异常振动的分析与排除 篇3
【关键词】汽轮机；异常振动；分析；排除
振动是指一种周期性的往复运动，处在高速旋转下的汽轮机在正常运行中总是存在着不同程度和方向的振动。对于振动，我们希望它愈小愈好，对设备的危害不大，因而是允许的。这里所讲的异常振动，是指对设备有危害，超出了允许范围的振动。
1.汽轮机异常振动原因分析
汽轮机组担负着火力发电企业发电任务的重点。由于运行时间长，关键部位长期磨损等原因，汽轮机组故障长出现，这严重影响了发电机组的正常运行。汽轮机组异常振动是汽轮机常见故障中较为复杂的一种故障。由于机组的振动往往受多方面的影响，只要跟机本体有关的任何一个设备或介质都会是振动的原因，比如进汽参数、疏水、油温、油质等等。因此，针对汽轮机异常振动原因的分析就显得尤为重要，只有查实原因才能对症维修。针对导致汽轮机异常振动的各个原因分析是维修汽轮机异常振动的关键。
2.汽轮机组常见异常振动的分析与排除
引起汽轮机异常振动的主要原因有以下几个方面：油膜震荡、汽流激振、转子热变形等，针对这三个方面以下进行了详细的论述。
2.1油膜震荡
油膜自激震荡是由于汽轮发电机转子在轴承油膜上高速旋转时，丧失稳定性的结果。稳定时，转轴是围绕轴线旋转的。当失稳后，一方面转轴围绕其轴线旋转，另一方面该轴线本身还围绕平衡点涡动。轴线的涡动频率总保持大约等于转子转速的一半，故又称半速涡动。当半速涡动的涡动速度同转子的临界转速相重合时，半速涡动被共振放大，就表现为激烈的振动。
油膜振动具有下列特征：
（1）油膜震荡一经发生，振幅便很快的增加，使机组产生激烈振动。这种振动随着转速的升高，振幅并不减小。失稳而半速涡动可能较早，而油膜震荡则总是在2倍于第一临界转速之后出现。
（2）油膜震荡时，振动的主频率约等于发电机的一阶临界转速，且不随转速升高而改变。
（3）发生油膜震荡时，振幅将不只是于转速一致的工频振动，而且还有低频分量。
（4）发生油膜震荡的轴承，顶轴油压也发生剧烈摆动，轴承内有明显的金属撞击声。
（5）油膜震荡严重时，仔细观察可以看到主轴的外露部分在颤动。
在机组出现油膜震荡时，可采用下述措施排除：
1）增加轴瓦比压。
2）减小轴瓦顶部间隙或增大上轴瓦轴承合金的宽度。
3）减小轴颈与轴瓦的接触角，一般可减小至30°～40°。
4）降低润滑油动力粘度。例如提高油温或选用粘度较小的润滑油等。
5）用平衡的方法将转子原有不平衡分量降得很少。
2.2汽流激振
汽流激振类振动有以下特点：
（1）汽轮发电机组的负荷超过某一负荷点，轴振动立即急剧增加；如果降负荷低于负荷点，振动立即迅速减小。
（2）强烈振动的频率约等于或低于高压转子一阶临界转速。
（3）汽流激振一般为正向涡动。
（4）发生汽流激振的部位在高压转子或再热中压转子段。其原因主要是由于叶片受不均衡的气体来流冲击就会发生汽流激振；对于大型机组，由于末级较长，气体在叶片末端膨胀产生流道紊乱也可能发生汽流激振现象；轴封也可能发生汽流激振现象。针对汽轮机组汽流激振的特征，其故障分析要通过长时间（一年以上）记录每次机组振动的数据，连同机组满负荷时的数据记录，做出成组曲线，观察曲线变化情况。通过改变汽轮机不同负荷时高压调速汽门重调特性，消除汽流激振。简单的说就是确定机组产生汽流激振的工作状态，采用减低负荷变化率和避开产生汽流激振的负荷范围的方式避免汽流激振。
2.3转子热弯曲
转子热变形引发的振动特征是一倍频振幅的增加与转子温度和蒸汽参数有密切关系，大都发生在机组冷态起机定速后带负荷阶段，此时转子温度逐渐升高，材质内应力释放引起转子热变形，一倍频振动增大，同时可能伴随相位变化。由于引起了转子弯曲变形而导致机组异常振动。转子永久性弯曲和临时性弯曲是两种不同的故障。但故障机理相同，都与转子质量偏心类似，因而都会产生与质量偏心类似的旋转矢量激振力。与质量偏心不同之处在于轴弯曲会使两端产生锥形运动，因而在轴向还会产生较大的工频振动。另外，转轴弯曲时由于弯曲产生的弹力和转子不平衡所产生的离心力相位不同，两者之间相互作用会有所抵消，转轴的振幅在某个转速下会有所减小，即在某一转速下，转轴的振幅会产生一个“凹谷”，这点与不平衡转子动力特性有所不同。当弯曲的作用小于不平衡量时，振幅的减小发生在临界转速以下；当弯曲的作用大于不平衡量时，振幅的减小发生在临界转速以上。针对转子热变形的故障处理就是更换新的转子以减低机组异常振动，没有了振动力的产生机组也就不会出现异常振动。
3.汽轮机异常振动故障原因查询的几点建议
汽轮发电机组振动异常是运行中最常见的故障之一，其发生的原因是多方面的，也是十分复杂的。它与制造、安装、检修和运行水平有直接关系。发生异常振动时，建议从以下几方面分析判断。
3.1振动的频率是1X、2X、1/2X等，振动的相位是否有变化及相邻相位的关系
例如汽轮机转子质量不平衡会有下列现象：升速时振动与转速的二次方成正比，转速高振动大，振动的频率主要是1X，振动的相位一般不变化及相邻相位出现相同或相反，且重复性好。
3.2与负荷的关系
增减负荷时振动的变化情况。例如在负荷改变后的一段时间，振动随时间的加长而加大（即在每一负荷下稳定一定时间后所测得的振动值与第一次所测得的振动值有较明显变化）。这表明振动与汽轮机的热状态有关，其可能原因有：滑销系统不良；基础不均匀的下沉；主蒸汽管路布置不当，在热膨胀时汽缸施加了作用力；其他不正常的热变形引起机组中心线发生变化等。
4.结论
汽轮机异常振动是汽轮机运行中不可避免的故障，同时也是较为常见的故障。在进行此类故障排除时，不能急于拆解机组，首先要根据故障特征进行故障分析，确定故障点后查看机组维修记录，确认故障点零部件情况，确认后再进行拆解。因此，在进行汽轮机异常振动原因分析时要格外注意。许多情况需要维护人员长期积累的经验来判断，加强企业汽轮机维护人员培训，提高维护人员素质及专业技能是提高汽轮机故障排除效率的最佳途径。 [科]
【参考文献】
[1]王东炎.发电机组异常振动排除[J].机械工业，2007，12.
[2]张曙明.汽轮发电机组振动与分析，2009，7.
[3]冯宏.也论汽轮机异常振动的分析与排除，今日科苑，2009，2.
汽轮机转子振动分析 篇4
关键词：汽轮发电机组,转子裂纹,断裂,振动分析
0 引言
汽轮发电机组转子裂纹故障时有发生。转子裂纹对机组构成巨大潜在威胁,可能导致轴系断裂事故。对于实际运行的汽轮发电机组,转子裂纹虽是一种现场诊断困难的故障,但由于裂纹的发展具有萌生、扩展直至断裂的持续变化过程,使转子系统的振动特性发生变化,这样就可以通过振动监测、精细分析来进行诊断和预防。现场动态监测汽轮发电机组转子裂纹最常用和最有效的方法就是振动监测分析方法[1,2,3]。
实际转子裂纹的发展多是疲劳损伤不断累积的结果,既有弯曲疲劳也有扭转疲劳,有时还存在冲击载荷。现场当前配备的轴振在线监测反映的是转子的弯曲振动,其在主轴承附近安装2个互成90°夹角的电涡流传感器,有些机组还配备测量轴承座垂直方向振动的传感器,扭振在线监测基本不配置。当裂纹扩展到一定程度,引起弯曲刚度和扭转刚度的时变与不对称,就会使转子系统由线性或准线性变为强非线性系统,可由振动趋势、频谱特性、升降速振动特性的异常和历史比对来进行判断和确认。
本文结合2起汽轮发电机组同轴连接的辅助转动部件断裂事故和1起主转子长裂纹事故的振动数据进行总结分析,有助于今后类似转子裂纹故障的及时发现和准确判断。
1 汽机主油泵转子断裂事故
1.1 事故概况
某发电有限公司1台NZK135—13.2/535/535汽轮机,主油泵轴位于机头侧最前端,与汽机高中压转子采用刚性对轮连接,主油泵轴材质30Cr2Ni4MoV,为整锻轴。其中连接对轮、测速轮与轴为1个整体,叶轮装配于轴段上。
该机组于2006年6月24日正式投运,主油泵轴断裂前累计运行时间约52 810 h。第2次A级检修后于2013年8月18日完成汽机超速试验后并网,2013年8月19日23:11前,机组带负荷105 MW运行,轴系振动除3X为95.6μm外,其余轴振均在优良范围。23:11:26润滑油母管突然失压,确认主油泵问题后停机检查。检查发现主油泵轴发生断裂,断裂部位位于主油泵轴的叶轮口环处,断裂面宏观形貌见图1。
1.2 事故诊断
从大修后的机组振动测试数据来看,主油泵转子横向断裂前,与其刚性连接的汽轮机高中压转子振动出现2次异常现象。第1次振动异常表现为大修后第1次升速过程经历了大振动。首次启动因高中压转子轴振动超过保护定值跳机未能通过汽机高中压转子一阶临界转速1 835 r/min,大修后的波德图分别见图2和图3;1号轴振X向级联图见图4。由于电站汽轮机主油泵未配置在线振动监测传感器,在此只能以与其刚性连接的高中压转子振动即1号、2号轴瓦的轴振进行分析。由于汽轮机高中压转子质量远大于主油泵转子,当高中压转子振动即1号、2号轴瓦的轴振很大时,主油泵转子弯曲振动必然很大,尤其在主油泵叶轮的口环处。高中压转子轴振动频谱除与转速同步的基频外,2倍频振动分量随转速变化而明显变化,同时还有各次高频分量,而2倍频振动分量的明显增加往往是转子裂纹的重要判据之一。
第2次振动异常表现为定速后带负荷过程,参见图5～图8。单纯看图5异常现象并不十分明显,如果对比图5和图8,就会发现2者的明显差异。从图8来看,更换主油泵转子后的汽机高中压转子轴振很小且非常平稳,而从图5来看,1号轴振出现突跳和波动以及工频振动相位的突跳,说明此时主油泵轴已产生了明显的裂纹。图1的A、B、C、D多个起裂源的断口形貌,也与图5有某种程度对应之处。对比图6和图7,说明当时轴系存在瞬间冲击。正常带负荷过程中,轴心位置变化是一个稳定或缓慢变化的过程,轴心位置的突跳应是主油泵转子明显开裂时对高中压转子的瞬态冲击。
这起主油泵转子裂纹及断裂事故,未能及时通过轴系振动异常特征获得早期诊断,分析认为:1)主油泵转子属于附属小转子,其本身未进行在线振动监测,关注度较低;2)主油泵转子设置在主转子跨外,裂纹的扩展对主转子弯曲刚度等影响程度有限;3)现场振动监测人员对振动异常和征兆分析判断不精细,尤其是2倍频振动分量的明显变化。
这起事故随后的金属分析表明,主油泵转子断裂主要原因为转轴变径处的加工R角仅为0.4 mm,势必导致此处应力集中度较大,成为疲劳开裂的主要诱因。从形态上看,断裂源于圆周应力集中线,应力作用相继在圆周的不同部位形成多个裂源(如图1中A、B、C、D),继而形成径向台阶。从裂纹分类看,其属于转子横向裂纹。
2 励—发连接短轴断裂
2.1 事故概况
某发电公司引进型330 MW汽轮发电机组,发电机为330THA330—2型,同轴励磁机为复式励磁,额定功率2 610 kVA,功率因数0.46。发电机和励磁机之间靠1根长600 mm,工作直径110 mm的短轴连接,工作温度为室温,短轴材料34CrNiMo6。发电机转子轴承编号为9号、10号,励磁机轴承为11号、12号。同型号机组2台,在投运1年内发生4次短轴断裂事故。在此以其中1次断裂事故的振动监测情况进行介绍。
由于励磁机未配置在线振动监测传感器,当巡检发现励磁机振动由原来的30μm出现超标后,用便携式振动分析仪对10号、11号轴承座振动进行了测试,见图9～图12。3天后,励磁机前轴承座水平振动再次上升到120μm时立即停机检查,发现励磁机连接短轴断开,断裂位置靠近发电机侧,呈45°斜断口,断面平整,无整体塑性变形。
从图9、图10来看,在接近2.5 h的连续振动监测中,出现一次明显振动波动,频谱分析为低频15 Hz振动分量的突然出现,同时2倍频振动分量十分明显。励磁机前轴承振动严重超标,而发电机轴承振动尚未超标。11号轴承振动频谱中,1倍频75μm左右,2倍频23μm左右,3倍频和4倍频分量5μm左右。轴系正常情况下二倍频振动分量不可能有这样的数值量级,再次说明分析2倍频振动分量的必要性。
2.2 事故诊断
励磁机振动超标很多,且振动2倍频分量很明显,说明裂纹深度已经很深,但还未彻底断开。由于裂纹呈45°斜裂纹,在稳定转速和负荷工况下仍能继续运转。因1 1号轴承未设振动在线监测,不能进行较长期的振动监测趋势分析和比对,影响该起短轴裂纹的早期诊断。
该2台机组励磁系统问题较多,调峰运行有时负荷变化幅度很大,对其连接短轴形成大的冲击。还有投运初期启动十分频繁,甚至达到平均20 h启停1次,每1次启停,对连接转轴都是1次大的交变应力循环。后将励磁系统改造后再未出现短轴断裂问题。
3 低压转子的裂纹故障
3.1 事故概况
某汽轮发电机组系国内生产,出口到国外的600 MW亚临界汽轮发电机组。汽轮机为N600—16.7/538/538型,发电机为QFSN-600-22G型。机组处于基建试运阶段,自首次并网到检查确认低压转子B靠近发电机侧转轴超过半周长的裂纹仅进行了9次短时间并网,时间不足1个月。
前2次仅表现为并网后发电机后轴瓦即8号轴振变化明显,但未达到跳机保护值。随后7次并网后除发电机后瓦轴振升高外,轴系振动整体升高,尤其是支撑低压转子B的5号、6号轴瓦的轴振和支撑发电机转子的7号、8号轴瓦的轴振升速及振动变化很大,且并网不久就会达到振动保护跳机值。
其中第5次并网过程见图13(图13—图17来自西北调试所印度KMPCL试运报告),图13说明并网后振动异常的直接原因为机电耦合振动。该机组设计轴系扭振固有频率见表1,轴系弯曲振动临界转速见表2。停机检查前最后一次并网,低压转子B和发电机转子的4个轴承的X、Y向轴振并网前后频谱参见图14—图17(每幅图的上图为X轴振频谱,下图为Y轴振频谱)。
3.2 事故诊断
从频谱图14～图18来看,并网前6X、8X轴振2倍频分量为9～12μm,其他各向轴振2倍频分量并不明显,并网后却出现了以25 Hz为基频的各次谐波,其中前4阶谐波分量尤为突出,而工频的2倍频振动分量均达到20μm以上。对于振动的明显变化,除了机电耦合的次谐波扭振耦合产生的弯曲振动外,还存在发电机不稳定、不均衡电磁力的影响。从表1和表2可知,轴系设计第二阶扭振频率为26.55 Hz,低压转子B的第一阶弯曲固有频率29.05 Hz,避开裕度9.4%,裕度偏小。由文献[4,5,6,7,8,9]扭振敏感度分析来看,该型机组轴系第二阶扭振,汽—发连接对轮处局部扭转刚度的变化对其固有频率影响最大,在该处存在超过半周长裂纹的情况下,将使第二阶扭振频率下降,更接近25 Hz,出现非线性振动系统的频率俘获现象。
对于1个实际的汽机转子,不可能是各阶振型都完全平衡的理想状态,尤其是对于该大型汽轮机的低压转子,其末级叶片长达1 016 mm。当扭振发生时,一方面原始的平衡状态就会发生变化;另一方面,约与轴线成45°的超过半周长度裂纹的开闭效应,也会使低压转子的抗弯刚度发生变化,出现复杂的非线性特征,系统由准同步运动产生倍周期分叉。因此,该例转子裂纹故障从振动监测数据来看,既包含汽机低压转子B在裂纹状态下的轴系振动特征,又包含轴系25 Hz扭振产生的弯扭耦合振动,以及明显的非线性振动特征。
对于此低压转子B裂纹故障,从9次并网过程来看,前两次表现为单纯的发电机后轴瓦轴振问题,主要反映的是轴系扭振和发电机不稳定、不均衡电磁力引起的弯曲振动。从第3次并网开始,裂纹的开闭效应逐步显现出来,裂纹越长,开闭效应对振动影响越明显。最后1次并网过程参见图14-图17,不但表现为弯扭耦合振动,轴系振动的非线性特征也十分显著。
4 结语
(1)总结了3起汽轮发电机组转子裂纹故障的现场振动监测实例,说明汽轮发电机组转子裂纹动态监测现场最有效的方法就是振动监测分析方法。由于转子裂纹故障的复杂性,必须配备在线振动监测系统和分析功能,同时需要专业振动工程师进行精细分析,除分析弯曲振动数据外,同时应对扭振信号也进行分析。
(2)振动趋势分析除关注总幅值明显变化外,应特别关注半频、工频、2倍频、3倍频振动分量的长周期变化规律,尤其是2倍频振动分量。3起裂纹故障2倍频振动分量均超过20μm,是转子裂纹的重要判据之一。
(3)怀疑汽轮发电机组转子裂纹时,应将振动数据进行历史比对和趋势变化分析,以及进行变转速和变工况振动试验。
参考文献
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汽轮机转子振动分析 篇5
引言
电力是我们日常生活和工作不可或缺的必备品，无论是社会各类活动的开展，还是企业的运营，以及我们日常的出行和生活都离不开电力。随着经济的发展和科学技术水平的提高，我国建立了完备的电力系统和现代化的发电装置，并研发出了多种发电的方式和渠道，为我们的社会提供了极大的支持，为我国的经济建设做出了巨大的贡献。而汽轮机，是作为电力系统的主要生产单位——发电厂的重要设备和生产环节之一，在发电厂的正常运行过程中发挥着重大的作用。本文就汽轮机安装中振动的原因展开讨论。
汽轮机安装的重要性和安装工艺
a汽轮机安装的重要性
电力系统的重要作用，使得发电厂在经济建设过程中的地位不断提升。然而汽轮机的安装是一个极其复杂和考验技术的工作，不仅制作工艺复杂，安装过程中的部件也是多种多样的，在实际操作的过程中，很容易受到外部和内部因素的影响，从而产生不同程度的振动。这不仅会给汽轮机的使用带来隐患，还会直接影响机器的使用寿命，进而引发安全事故，甚至使得发电厂无法正常的发电和生产。
b汽轮机的安装工艺
汽轮机的安装工艺极其复杂，每一个环节都在整体的运行和安装过程中都发挥着重要的作用。汽轮机的安装工艺流程包括基础安装、依图垫铁位置的布置、台板和轴承座的安装、下气缸就位、转子试装等等安装步骤，后期的保养和维护也是很重要的一个环节，直接影响着汽轮机的使用寿命和发电厂的成本预算。
汽轮机安装中几种振动原因
汽轮机安装过程中存在的振动问题是受到一些因素影响的，具体表现为以下几点。
a安装前基础因素的影响
做任何事情之前，打下坚实的基础都是必须要做到的。例如高楼大厦的构建，如果没有稳如磐石的基础，那么无论后期的实体建筑多么牢固，基础的不扎实都会使得这座大厦轰然倒塌，由此可见基础的重要性。如果基础不稳或者不合格，没有严格按照安装图纸和严格的标准来进行建设和施工，例如基础下方出现空洞等，就会使得汽轮机后期运行过程中出现振动。由于汽轮机自身也存在的一定的重量，如果基础不合格或者地下有空洞，就会使汽轮机出现不定程度的沉降，从而运行中出现振动。
b操作過程中安装工艺流程的影响
由于汽轮机安装的工艺流程极其复杂，零部件多种多样，又有着严格的设计图纸和标准进行规范要求，这就使得汽轮机的安装过程极其重要。例如轴承座的安装就要严格安装设计图纸来安装，而且前期还要进行大量的测量工作，取得数据只有进行综合分析，按照最佳位置和方案进行安装；轴承中心标高的控制也是很重要的，如果没有严格按标准来，就会直接影响轴承座所发挥的效果，进而影响汽轮机的稳定性，运行起来就会出现不同程度的振动。
c安装人员和后期维护的影响
汽轮机的安装必须由专业设计人员进行图纸的设置，然后由专业人员严格安装图纸和标准规范进行安装，从而保障汽轮机安装的规范和正常运行，因此对安装人员的综合素质和技术水平有着高标准的要求。如果安装人员专业水平不高或者技术单一，在安装的过程中就不能够及时有效的处理可能出现的问题，而且一旦某个环节安装的不合格，就会对汽轮机的整体安装和运行产生不良影响，甚至引发安全事故。汽轮机后期的保养和维护也是很重要的，只有这样才能保证汽轮机的循环运作，延长汽轮机的使用寿命，进而节约生产成本。
汽轮机安装中振动的预防措施
a合理稳定安装汽轮机基础
在汽轮机安装之前，合格的基础对汽轮机后期的使用和发电厂的生产都有很大的影响。因此，在汽轮机安装之前，专业人员要对施工现场和汽轮机的规模进行实地的考察和观摩，并要进行精确的测量，得出一套完整、系统的数据，然后综合的分析和计算，得出最佳的施工方案和安装标准。在进行基础的施工时，施工人员要严格安装设计的图纸和制度的标准进行测量和施工，如果遇到冲突或者不清楚的地方，一定要与设计人员和管理层领导及时进行沟通，对出现的问题及时进行解决。
b安装部件的质量严格把关
安装的工艺流程要严格安装设计图纸和规范标准进行，循序渐进的进行安装，不可急功近利或者偷奸耍滑。安装部件的质量同样也是很重要的，要由专人对零部件的质量进行监管，并要求生产的厂家严格按照要求进行生产，规格和标准都不能有一丝一毫的出入，在进入发电厂进行使用之前，还要由专业人员本着严格谨慎、公正严明的原则对零部件进行质量的检查和核验。只有这样才能保证汽轮机安装部件的质量，进而提高汽轮机的使用寿命和发电厂的安全性能。
结语
电力系统是我国国民经济的重要支柱，也是经济建设和社会正常运转的重要能源支撑，发电厂的重要性由此显现出来，那么汽轮机安装的重要性和对振动的预防的必要性就显而易见。汽轮机的安装是一个系统的、整体的工程，多种原因都会导致汽轮机可能出现振动，我们对其要严格对待，找出具体的原因，进而进行治理和预防。
参考：
[1]赵玉栓，董玉.过热器积盐的成因分析与防范措施[J].科技传播，2011年11期.
汽轮机转子振动分析 篇6
关键词：汽轮发电机,励磁绕组,匝间短路,振动,故障特征
0引言
转子匝间短路是大型汽轮发电机常见的电气故障,近年来对该故障的报道屡见不鲜。据广东电网公司电力科学研究院的调查,仅广东省在2009— 2011的3年中,就已经有10余台400~1 000 MW等级的发电机出现了转子匝间短路故障,在2010年就已确认发生了5起[1]。全电力推进舰船中的同步发电机也曾发生过转子匝间短路故障,鉴于舰船对可靠性的高要求,该故障已引起国内海军工程研发人员的高度重视,有关机构也正在进行相关研究。
转子高速旋转中励磁绕组承受离心力引起的相互挤压及移位变形、励磁绕组的热变形和金属异物等是造成同步发电机发生转子匝间短路故障的主要原因。这些原因引起的动态匝间短路故障多在发电机的实际运行中发生,发电机停机时往往无法检测到。近年来,国内外学者对该故障的检测提出了很多方法,但是这些方法或无法实现在线监测[2-3],或需对发电机一次侧进行改造[4-5],或仅局限于定性的理论分析与实验研究[6-9]。对基于电气量的故障在线监测,目前已实现了对故障电气量的准确定量计算[10]、特征分析[11]及应用于水轮发电机上的在线监测方案[12]。但除少量俄供机型外,中国绝大多数大型汽轮发电机的中性点仅引出3个端子,尚不具备分支电流互感器的安装条件,无法量测到故障引起的定子不平衡电流,因而基于不平衡电流总有效值的故障监测原理[12]无法应用于大型汽轮发电机。
振动特性为电机及变压器绕组内部故障监测提供了一种崭新的思路,F.C.Trutt等学者对此进行了大量研究[13-15]。实际中确曾出现较多由于转子匝间短路故障引起的发电机振动超标的案例[16],当电厂运行人员发现瓦振或轴振超标,且振动幅值与励磁电流和无功功率呈现较为一致的变化趋势时,就会怀疑发电机发生了转子匝间短路。而当振动超标后,往往短路已经十分严重,且实际中引起发电机振动的因素也很多(例如:转子热不平衡、风路堵塞、轴瓦碰磨、偏心、机座下沉等)。因此,应着手对故障后的定、转子振动特征及其机理进行深入的研究。只有明晰故障对振动的影响机理,并找出转子匝间短路所独有的故障振动特征,那么基于振动的故障监测才具可行性。
文献[17]推导了故障时定子和转子的振动特性方程及振动特征,但在分析时没有全面考虑故障后定、转子各种时间电流所产生的各种空间谐波磁场。 因此,分析结果有局限性,没有完整地揭示故障对振动的影响机理。
本文将首先分析常见的一对极汽轮发电机发生转子匝间短路后定、转子电流的谐波特征;在此基础上,全面分析电流产生的各种空间磁场及其相互作用,完整地得到故障后的定、转子振动特性。
1典型一对极汽轮发电机发生转子匝间短路时的故障电流特征分析
1.1典型一对极汽轮发电机定子绕组的分布与连接
秦山核电站650 MW发电机定子绕组分布如图1所示,基本参数见附录A。该发电机采用整数槽叠绕组,定子槽数Z=42,极对数P=1,每极每相槽数q=7。该发电机定子每相绕组均由不同极下相同位置的支路反向并联而成,常见的一对极汽轮发电机均采用类似的连接形式,只不过定子槽数不同而已。
1.2故障后的定子电流谐波特征
对于励磁绕组正常的汽轮发电机,由于两磁极的励磁线圈绕向相反,各极下的励磁磁动势分布情况相同、方向相反。因此,励磁磁动势中只包含空间基波和3,5等奇数次谐波。在不考虑齿槽对气隙磁导影响的前提下,磁动势在隐极发电机的均匀气隙中产生相同次数的磁密。这些空间基波及奇数次谐波磁场在定子同相的2个并联分支感应出相同的电动势,负载时各并联分支电流相等,不会产生基波及奇数次谐波不平衡电流。各种空间磁场对汽轮发电机定子A相绕组两个分支的不同作用如图2所示。
而转子匝间短路故障会导致两磁极下励磁绕组结构的差异(除非两极发生完全对称的短路故障), 励磁电流除了产生空间基波以及3,5等奇数次空间谐波磁场外还将产生偶数次谐波磁场(因极对数为1,没有分数次谐波)。以2次谐波磁场为例,从图2中可以看出,励磁电流产生的2次谐波磁场在A相两并联分支的感应电动势大小相等但方向相反,将引起定子2次谐波不平衡电流。同理,4,6等偶数次谐波磁场也会在定子绕组中产生不平衡电流。因此,励磁绕组发生匝间短路后,定子绕组同相的不同并联支路内将产生偶数次谐波不平衡电流。
假设a1分支的μ(μ=2,4,…)次谐波不平衡电流的稳态表达式为:
式中:Ia，μ为A相一个分支μ次谐波不平衡电流的有效值;ω1为同步角频率;t为时间。
由于同相的2个并联分支在空间相差πrad,因此a2分支的μ次谐波不平衡电流的稳态表达式为:
1.3故障后的转子电流谐波特征
定子不平衡电流将产生基波及各种空间谐波磁动势,进而在转子中感应出谐波电流。A相各分支 μ次时间谐波不平衡电流产生的ν 次空间谐波磁动势的表达式为:
式中:Fa，μ，ν为空间谐波磁动势幅值;α为建立在定子内圆的空间坐标,其坐标轴原点与定子A相第1支路的轴线重合。
于是,定子A相μ次时间谐波不平衡电流产生的ν 次空间合成谐波磁动势为式(3)和式(4)之和:
因μ为偶数,只有当ν也为偶数时,A相的ν次谐波磁动势才不为0。换言之,定子每相的偶数次时间谐波不平衡电流只会产生偶数次空间谐波磁动势,为脉振磁动势,其表达式如下。
事实上,上述结论还可以从物理上的直观分析得到:正常运行时A相两并联支路电流相同,其电枢反应磁场如图3所示(规定磁动势方向由定子穿过气隙到转子为正),其周期为2πrad,只包含空间基波以及奇数次谐波。图4为谐波不平衡电流产生的电枢反应磁场示意图,其周期为 πrad,只含2,4次等偶数次空间谐波。
用同样方法可求得B和C两相谐波不平衡电流的合成磁动势,进而得到三相合成磁动势为:
由于μ和ν 均为偶数,两者的和或差也均为偶数。由上式可知:当且仅当|μ-ν|=6k1(k1=0, 1,…)时,三相合成磁动势fABC，μ，ν中仅包含正转分量;当且仅当μ+ν=6k1(k1=1,2,…)时,三相合成磁动势fABC，μ，ν才不为0,仅包含反转分量。
定子μ次不平衡电流产生的ν 次磁场的极对数是ν,若|μ-ν|=6k1(k1=0,1,…),则磁场为正向旋转,相对转子转速为|μ-ν|ω1/ν。当k1≠0时在转子绕组中感应出6k1倍的基频电流(k1=0时不感应);同理,反转磁场也只会在转子绕组中感应出6倍频电流,转子电流中只含有6及6的倍数次谐波。
因此,常见的一对极汽轮发电机发生转子匝间短路故障后,转子电流的交流分量中只存在6及6的倍数次谐波。而这些转子谐波电流产生的磁场中,只有偶数次谐波空间磁场会引起发电机的定子同相各分支之间的不平衡电流,那么定子不平衡电流中也不会出现基波及奇数次谐波分量。
1.4故障电流特征的仿真验证
利用经过实验验证的转子匝间短路数学模型[10]对秦山发电机进行仿真。图5为转子励磁绕组发生6匝金属性短路时的定、转子稳态电流波形。 从图中可见,故障后的相电流仍然以基波为主;出现了较大的定子不平衡电流iunb,其周期为0.01s,经傅里叶分析可知该电流含2,4等偶数次谐波;励磁电流主要以直流分量为主,含少量的6次谐波分量, 均与理论分析相符。
2转子匝间短路时的定子振动特性
2.1定子振动特性的基本分析方法
发电机主磁场大致沿着径向进入气隙,气隙磁场引起的径向电磁力会对空心圆柱形定子产生弹性圆柱壳体的振动。
故障后的气隙磁场可表示为:
Bδ(α,t)=B1(α,t)+B2(α,t)+B3(α,t)+ … (8) 式中:B1(α,t),B2(α,t),B3(α,t)为定、转子产生各种次数和转速的磁场密度。
由电磁场的基本理论可知,气隙磁场引起的定子表面单位面积的径向力pr正比于磁密平方,由下式决定:
式中:μ0为真空磁导率。
将式(8)代入式(9)得:
由式(10)可知,气隙磁场引起的定子径向力既有每种磁场单独产生的,也有两种磁场共同产生的。 下面将在前文对故障电流特征分析的基础上,分别分析各种定、转子磁场产生的定子径向力特性。因只有幅值较大且节点对数(极对数)较小的力波对振动起主要作用,文中在全面揭示故障对振动影响机理的基础上,还将特别指出主要的振动频率。
2.2定子单一磁场作用产生电磁力引起的振动
由式(10)可知,定子μs次时间谐波电流产生的 νs次磁场单独作用产生的电磁力为:
由式(11)可见,力波的频率为2μsω1,节点对数为2νs。正常运行时,主要考虑基波电流产生的基波磁场,这时μs=νs=1,引起定子的2倍频振动,节点对数为2。转子匝间短路时,定子2次谐波不平衡电流(对应于μs=2)将产生4倍频振动,节点对数为4(2次不平衡电流产生的正转磁场)和8(2次不平衡电流产生的反转磁场)。由于轻微短路产生的偶次谐波不平衡电流较小,并且引起的力波节点对数较大,由偶次谐波不平衡电流产生的磁场引起的振动就更小。因此,定子每一种磁场单独作用产生的电磁力中仅正常运行时的2倍频分量引起的2倍频振动是主要的。
2.3转子单一磁场作用产生电磁力引起的振动
在转子坐标系中,转子μr次时间谐波电流产生的νr次磁场可表示为:
式中:θ为电角度。
作定、转子的坐标变换,将转子电流产生的磁场变换到定子坐标系中,得:
引起的定子径向力为:
可见,力波的频 率为节点对数 2νr。正常运行时,主要考虑直流分量产生的基波磁场,这时会引起定子2倍频的振动,节点对数为2。 故障后励磁电流的直流分量除产生与正常运行相同的基波磁场外,还将产生偶次谐波磁场,并引起定子4倍频振动,节点对数为4;6次谐波电流产生的基波磁场还将产生10倍频和14倍频振动。
2.4两种定子磁场共同作用产生电磁力引起的振动
忽略定子偶数次不平衡电流产生的不同磁场共同作用引起的径向力,只考虑定子基波电流产生的基波磁场与谐波不平衡电流产生的磁场共同作用的径向力,这时,
从上式可以看出,这时将产生频率为μs+1倍基频的径向力波,由于基波磁场较大,因此该径向力的幅值较大,且力波的节点对数较小,可能引起较大的定子径向基频及奇数倍频振动。
2.5两种转子磁场共同作用产生电磁力引起的振动
由于转子6次和12次谐波太小,忽略转子偶数次谐波不平衡电流产生的磁场共同引起的径向力, 只考虑转子基波电流产生的基波磁场与定子谐波不平衡电流产生的磁场共同作用的径向力,这时,
这两种转子磁场共同产生的径向力仅含基波及奇数倍频力波,由于该力波的幅值较大、节点对数较小,可引起较大的基频及奇数倍频振动。
2.6定、转子磁场共同产生电磁力引起的振动
与分析两种定子磁场或两种转子磁场共同产生的径向力相同。正常时定子基波磁场与转子基波磁场共同作用产生2倍频径向力。而故障后,定子基波磁场与转子直流分量产生的偶次磁场共同作用形成基频及奇数倍频的径向力,同样该径向力的幅值较大、节点对数较小,会引起较大的定子基频及奇数倍频振动。
3转子匝间短路时的转子振动特性
3.1由径向电磁力引起的转子径向振动
与定子不同,发电机的转子刚性较强,气隙磁场引起的径向力不会在转子各点引起分布式的振动, 转子的径向振动取决于电磁力在转子各点的径向不平衡合力。发电机正常运行时,转子所受径向力是平衡的,不会引起转子径向振动。下面将分析选取转子匝间短路故障时引起转子振动的主要因素。
1)定子基波电流产生的基波磁场与转子直流分量产生的偶次谐波磁场作用
定子基波电流产生的基波磁场和转子直流分量产生的偶次谐波磁场相对转子均静止。从图6可看出,在转子上相距为 πrad两处由转子直流分量产生的偶次磁场相等,而由定子基波电流产生的基波磁场相反。因此,两处电磁力大小相等,但方向一个指向转子圆心,另一个背离转子圆心。转子受到恒定的不平衡磁拉力,不会引起转子的振动。但由于该不平衡磁拉力随转子同步旋转,对于轴瓦的某点, 将受到径向的基频交变力,可引起轴瓦的基频振动。
2)定子2次谐波不平衡电流产生的偶次磁场与转子直流分量产生的偶次谐波磁场作用
从图7可以看出,在转子相距为 πrad两处由转子直流分量产生的偶次磁场相等,由定子2次谐波电流产生的偶次磁场也相等。因此,两处电磁力大小相等,方向也相同。不论定、转子偶次磁场的谐波次数、转速、转向如何,均不会引起转子的不平衡磁拉力,也不会造成转子及轴瓦的振动。
3)定子2次谐波不平衡电流产生的偶次磁场与转子直流分量产生的基波和奇数次谐波磁场作用
定子2次谐波不平衡电流产生的2次谐波磁场同转子直流分量产生的基波和奇数次谐波磁场均与转子相对静止。按上文的分析方法可知:其相互作用会产生作用在转子上恒定的不平衡径向磁拉力, 可引起轴瓦的基频振动。
另外,定子2次谐波不平衡电流产生的4次谐波磁场与转子的相对转速为6ω1/4,该磁场与转子直流分量产生的基波及奇数次谐波磁场作用,在转子各点产生交变频率为6ω1的电磁力。该电磁力作用于转子,可形成转子的不平衡磁拉力。对于轴瓦上的某一点而言,由于转子上不平衡磁拉力交变频率为6ω1,即当转子转过1/6圆周后,轴瓦上某点的力也重复一次。因此,可引起轴瓦处6倍频振动。 定子基波电流产生的基波磁场与转子6次谐波电流产生的偶次谐波磁场作用也将在转子形成交变的不平衡磁拉力。按同样方法分析可知,轴瓦处也会将产生6倍频振动。
3.2由转子热变形引起的径向振动
如图8所示,由于转子短路匝电流比正常部分电流要小,因此造成匝间短路的磁极比没有发生短路的对侧磁极产生的热量小。由于热膨胀效应,且转子大轴很细长,弯曲的转轴两端将产生轴承热力矩,因此转子轴瓦处将产生基频振动。文献[18]指出,热敏感性质的转子振动是转子匝间短路的一个特征,并且随着转子温度的上升而增加。该振动可能严重到引起对机组运行的限制。
3.3由脉动电磁转矩引起的转子切向振动
不同于定子,当发电机电磁转矩出现脉动分量时会引起转子的切向振动。文献[19]分析了转子匝间短路故障对发电机电磁转矩的影响。按该文的方法分析可知,对于常见的大型汽轮发电机,转子匝间短路故障后将引起6倍频的脉动电磁转矩。这相对于转子上产生6倍频的切向不平衡力,会引起转子的6倍频切向振动。但由于转子惯性以及不平衡力的频率较大,引起的切向振动可能较小。
4基于故障实例的进一步分析与论证
为验证理论分析的正确性,并进一步研究影响振幅的因素,全面调研了国内发生的汽轮发电机转子匝间短路故障案例[16，20-21]。
文献[16]报道了平圩电厂1号机组发生转子匝间短路后的发电机振动及处理情况。1997年10月初,运行人员发现发电机轴振(10号轴承)达报警值。在对发电机辅助系统进行调整无果后,只能限负荷运行,以保持10号轴瓦振动不超过报警值。
限负荷运行本质上是降低了发电机的定子电流,因此减弱了定子基波电流产生的基波磁场。而由本文3.1节的分析可知,定子基波电流产生的基波磁场与转子直流分量产生的偶次谐波磁场作用能引起轴瓦的基频振动。电厂限负荷的做法从一个侧面印证了本文振动机理分析的正确性。
通过对10号轴瓦振动频谱特征的分析发现振动信号主要含50Hz基频分量,这与本文的理论分析结果一致。之后,现场对轴承振动值与发电机励磁电流之间的关系进行了实验。图9为转子匝间短路后,保持有功负荷不变时,轴瓦振幅与励磁电流的关系。从图中可以发现10号轴承振动值与发电机励磁电流有一定的对应关系,且两者变化趋势一致。随着励磁电流的增加,转子电流直流分量产生的基波磁场、定子2次谐波不平衡电流产生的偶次磁场、定子基波电流产生的基波磁场都会增加,这必然会导致转子振动的增加。但具体的对应关系较为复杂,除涉及引起电磁力增加的这些因素以外,具体的振幅还与振动模态有关。
另外,现场还测取了改变励磁电流后,振动幅值随时间的变化趋势。 图10所示为励磁电流由200A加到220 A后,10号轴承振幅随时间的变化。由图可知,振动的增加有一定的滞后时间,在20min左右趋于稳定。这也证明了轴承振动与发电机转子热变形引发的不平衡有关,因为热效应引起形变需要一定的时间。
在经过维修并消除了转子匝间短路故障后,轴瓦振幅明显下降,且与励磁电流无明显关系。这说明,轴瓦振幅与励磁电流所体现出的一致关系是转子匝间短路故障区分于正常运行的一种特征。
此外,文献[20-21]所提供的故障案例也体现出了以上分析的故障振动特征。
5结论
本文从分析常见一对极汽轮发电机转子匝间短路时的定、转子电流特征入手,研究了转子匝间短路故障对机组振动的影响。通过故障实例的调研,分析了振幅的影响因素,并验证了理论分析的正确性。 主要结论如下。
1)常见一对极汽轮发电机发生转子匝间短路后,定子相绕组内部会出现2,4等偶次谐波不平衡电流,转子则会出现6次谐波电流。
2)正常运行时定子径向振动主要以2倍频为主。而转子匝间短路故障会引起较大的基频振动。
3)发电机正常运行,不会引起转子的不平衡磁拉力。而转子匝间短路故障会引起转子轴瓦的基频及6倍频振动;脉动电磁转矩还会引起转子6倍频的切向振动;短路造成的转子大轴热形变还将引起转子轴瓦的基频振动。
本文全面揭示了转子匝间短路对发电机振动的影响机理,分析得出的定、转子振动特征不同于正常运行,可为该故障的监测提供依据。下一步拟重点研究转子匝间短路故障时发电机定、转子受力的计算模型及其有限元实现;并结合振动模态的响应分析,找出故障的独有振动特征及变化规律;在此基础上,将故障电气特征和机械振动特征进行有机融合, 旨在最大限度地获得故障特征信息量,并能实现不同监测原理的互补,提高监测的灵敏性及可靠性。
汽轮机转子加工工艺分析 篇7
转子是汽轮机重要的组成部件, 由于其工作环境温度高、旋转速度快、应力集中部位较多等特点, 其寿命长短直接决定着汽轮机的寿命。汽轮机转动部件的组合体统称为转子, 它主要包括主轴、叶轮、叶片、联轴器以及安装在其轴上的零件。由于汽轮机转子结构复杂, 尺寸精度和跳动要求较高, 因此加工难度很大, 转子加工质量的好坏对汽轮机的使用性能有着直接的影响。针对汽轮机转子特点并结合相关加工经验, 经过反复的工艺研究, 可采取诸多行之有效的加工工艺方法。
1 汽轮机转子装夹方案
在汽轮机转子加工过程中, 选择正确的装夹方法是保证工件加工质量的前提, 比如:转子前、后轴颈外圆的表面粗糙度要求为Ra0.8, 形位公差 (圆柱度、垂直度等) 保持在0.01~0.02 mm范围内。转子对加工精度的要求很高, 每一尺寸都有公差带。为保证转子各处的精度要求, 须在事先确定好加工次序的前提下, 依照制造流程, 选择合理的装夹方法。
为避免定位转子时产生变形, 采取一夹一顶的定位方式, 即初始加工时, 先夹住转子的前端, 顶住汽轮机排汽端, 在花盘处车削一段基准外圆, 用以搭建中心架, 然后掉过来进行装夹, 也在汽轮机排气端车削一段用以搭建中心架的基准外圆。利用支承架支承在转子的前端, 割出转子第一轴段长度, 需留出2 mm, 重打中心孔。然后掉头进行装夹 (夹住转子前端, 顶住汽轮机排气端) , 并将支承架支承至排气端, 切割轴段长度, 并留有相同的加工余量, 重修中心孔, 待完毕后, 利用滚压工具对第一轴段和第五轴段进行滚压, 确保基准外圆的表面粗糙度为Ra0.8。滚压前需确保外圆径向跳动与椭圆度要求, 以保证加工转子时的同心度要求。按上述步骤重搭中心架, 待校准完毕后, 紧固尾架顶尖。
2 汽轮机转子叶根槽的加工工艺分析
转子通流部分是一个复杂的结构体, 在生产制造中存在着诸多难题, 进而对转子的质量造成很大的影响。
2.1 槽型结构加工工艺分析
转子通流部分转鼓级和持环挡驱动级的槽型结构大体呈倒T字形, 槽底分布着一个半圆形的垫隙槽。
1) 确定定位基准。以直槽右侧端面作为T形槽的轴向定位面, 以末级持环右侧大端面作为转子通流部分的轴向加工基准面。按照客户的不同要求, 计算出转鼓级倒T形槽的级数。T形槽尺寸长度为从转子通流部分轴向加工基准面到T形槽轴向定位面之间的距离, 粗、精车倒T形槽的各部位。
2) T形槽加工路线。依据T形槽的形状, 先用割刀加工直径8.4mm, 上公差为0、下公差为-0.1mm、槽深为14.8±0.1 mm的矩形直槽。然后利用90°正反劈刀加工横槽上部外圆直径12.5 mm, 上偏差为0.04 mm, 下偏差为0。完毕后以其为基准, 加工横槽7.5 mm, 上公差为-0.04 mm, 下公差为-0.07mm, 并进行倒角加工。最后对半圆形垫隙槽进行加工。
3) 加工刀具要求。倒T形槽加工大体分为4步, 在加工横槽过程中, 要求横槽刀必须能够放到直槽内, 并留点间隙, 在对深为2.3 mm, 上公差为0.2 mm、下公差为0的横槽进行加工时, 使用弯头割刀, 要求切削刃到刀体深度应大于2.5 mm。叶根槽底部半径为2 mm, 其横槽内侧半径为0.4 mm, 这就要求刀具有一定宽度和刀体强度。在加工横槽过程中, 通常横槽刀尺寸为5 mm, 深度为2.8 mm, 而且确保进入直槽内的刀体宽度也为5 mm, 具体尺寸如图1所示。
2.2 转子加工过程中的排屑问题
当刀具 (横槽刀或直槽刀) 正装时, 铁屑向上排出, 容易使刀具与槽子产生碰撞, 可能会崩碎刀头, 进而会损坏刀具, 同时铁屑排出中与工件产生挤压, 直接影响到工件的加工精度和表面粗糙度。被挤压的工件也会致使转子产生振动, 进而影响转子的形位误差。为阻止上述问题的产生, 转子加工过程中, 采用刀具反装、机床主轴反转、冷却液下冲等措施, 此时铁屑畅通无阻地往下排, 进而保证了工件的加工精度和表面粗糙度, 也提高了工件的加工进度。
2.3 转子本体刚性差、形位公差难以保证
转子结构特点为两头细长、直径小, 且中间通流部分外径尺寸大又长, 转子运行时转速很高使得通流部分转鼓级和叶轮槽轮的刚性变差。在对这两个位置的横槽进行加工时, 转子受到轴向串动和径向离心力的作用, 导致转子本体产生振动, 加大了刀具的切削力, 从而难以进行切削加工, 转子的形位误差难以达到图纸设计要求。
为了增强转子本体加工部位的刚性, 在转子本体加工处侧搭中心架, 具体步骤为:在加工通流部分转鼓级的倒T形槽时, 分段使用中心架, 并尽可能保证刀具位置靠近中心架, 尽量确保转子不产生振动, 从而确保了加工部位形位公差的要求。在进行试加工后, 避免了上述不利因素, 从而可以轻松地完成对工件的切削加工。
3 汽轮机转子轴颈和推力面加工工艺分析
汽轮机工作时转子转速很高, 为保证轴颈和推力面的形位公差和加工精度要求, 采用滚压方法进行加工。根据多年实践探索, 在滚压加工中积累了一些经验。
1) 滚压操作前, 确保被滚压件外圆不能有锥度和椭圆度, 表面粗糙度要求为Ra0.8以下, 并保证好加工误差要求。
2) 控制好车刀刀尖半径尺寸。在一定范围内, 车刀半径越大, 滚压时压入量越小;车刀半径越小, 滚压时压入量就越大。经过多次实践, 车刀刀尖半径尺寸在0.2~0.3 mm为最宜, 压入量在0.02~0.03 mm之间, 从而在滚压前确定出尺寸控制的公差范围。
3) 确定加工参数。在经过滚压试加工后, 控制转子转速在80~120 r/min之间, 当压入量在0.5~1 mm时, 可将工件直径压下0.01~0.03mm, 此时的进给量为0.1~0.15 mm。
按照上述加工方法, 经过滚压后的转子轴颈和推力面, 其加工精度和形位公差等均达到了设计要求。
4 结语
本文针对汽轮机转子叶根槽及轴颈和推力面的加工工艺进行分析, 转子加工采用了合理的装夹方案, 通过分析在加工过程中出现的诸多难题, 并针对这些难题提出了合理的加工方案, 从而保证了转子的加工精度和表面粗糙度要求。
参考文献
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汽轮机转子振动分析 篇8
近年来, 我国电网峰谷差不断增大, 但抽水蓄能电站建设容量不足。因此, 随着火力发电机组单机容量的不断增加, 大型火电机组已经作为主力机组参与了调峰和负荷变动。由于机组频繁参与调峰运行, 汽轮机转子会受到交变应力的影响, 从而造成汽轮机转子的低周疲劳和蠕变损耗。随着时间的积累, 转子必将出现裂纹甚至发生断裂, 严重影响汽轮机组的安全稳定运行, 甚至引发安全性事故。因此, 对汽轮机转子寿命的分析显得尤为重要, 其已成为生产大功率汽轮机需要考虑的重要因素之一。
1 影响汽轮机转子寿命的因素
(1) 温度。
随着汽轮机参数和功率的不断增大, 在机组启停或变负荷时, 蒸汽温度变化剧烈, 转子承受的交变应力会很大, 很容易超过屈服应力而产生塑性形变。在汽轮机启动过程中, 汽轮机转子处于一个逐渐升温的过程, 此时其外表面承受压应力, 而中心孔承受的是拉应力。在停机过程中, 汽轮机转子处于逐渐冷却的过程中, 应力刚好与启动过程相反, 转子外表面承受拉应力, 中心孔承受的则为压应力。因此, 汽轮机组的每一次启停, 转子都会经历一次应力循环, 长期的启停或变负荷便会导致材料的低周疲劳损伤, 最终影响汽轮机转子的寿命。
(2) 转速。
汽轮机转子在稳定工况下转速为3 000 r/min, 而如果发生有功负荷与有功电源容量不匹配的情况, 汽轮机的工作频率将会偏离50 Hz的设定频率, 导致机组产生一定的振动。这就破坏了机组的动态平衡, 对转子的稳定性造成很大影响, 引起转子的变形或损坏, 缩短转子的使用寿命。
(3) 脆性温度。
汽轮机转子的金属材料由韧性状态转化为脆性状态的温度叫脆性转变温度。在此温度以上时, 转子金属材料为韧性状态, 断裂形式为韧性断裂;在此温度以下时, 处于脆性状态, 断裂形式为脆性断裂。随着转子工作时间的增加, 其脆性转变温度逐渐增加, 这就使转子在正常工作的状态时更易发生脆性破坏。
(4) 其他因素。
过热蒸汽、再热蒸汽品质不佳, 或汽轮机组的不合理维护等, 都会对转子的使用寿命产生不利的影响。
2 转子寿命损耗的分析与计算方法
汽轮机转子的寿命损耗一般可归结为低周疲劳损耗和蠕变损耗2部分。通常情况下, 低周疲劳损耗大约占到转子寿命损耗的80%, 而蠕变损耗则占转子总体寿命的20%左右。现对转子的寿命损耗分析如下:
2.1 转子低周疲劳损耗及计算方法
汽轮机组的每一次启停, 转子都会经历一次交变应力循环, 导致转子产生低周疲劳。机组长期的启停或变负荷便会导致金属材料的持续低周疲劳损耗, 最终严重影响汽轮机转子的使用寿命。因此, 对转子低周疲劳损耗的研究具有很高的工程应用价值。首先, 它可准确地推算和预测转子的寿命, 预防灾难性事故;其次, 可为工程实际应用提供数据支持, 帮助人们根据不同的工程要求选择适合的材料, 并为抗疲劳材料的研究提供理论依据。
在应力集中的部位容易发生最大局部应力和应变, 这对转子的低周疲劳寿命损耗起到了决定性的影响。因此, 对于汽轮机转子的低周疲劳损耗, 可以根据局部应力相同的疲劳寿命曲线进行计算。
目前在进行汽轮机转子低周疲劳损耗的计算中, 所用的金属疲劳曲线和计算公式各不相同, 但均比较倾向于Manson-Coffin公式所列的低周疲劳损耗表达式:
undefined
式中, ε为总应变幅度;εe为应变幅度的弹性分量;εp为应变幅度的塑性分量;δf为疲劳强度系数;b为疲劳强度指数;εf为疲劳延性系数;c为疲劳延性指数;E为弹性模量;Nt为低周疲劳寿命。
而应变幅度可根据Mason-Coffin公式分解为弹性应变幅度和塑性应变幅度2部分, 它们与应力的关系可以用下式表示:
undefined
式中, δ为应力;E为弹性模量;K为循环强度系数;n为循环应变硬化指数。
因此, 只要明确了应力值, 就可通过材料的低周疲劳曲线计算出致裂循环周次Nf, 并通过低周疲劳寿命损耗d=1/ (2Nf) 的计算公式得出汽轮机转子的低周疲劳损耗。一般情况下, 转子材料的低周疲劳特性曲线需要经多次实验后通过最小二乘法拟合得出, 有文献提到了目前大型火电机组高中压转子广泛采用的30Cr1Mo1V转子钢材料在538 ℃下的低周疲劳特性曲线, 如图1所示。
2.2 转子蠕变损耗及计算方法
汽轮机转子除了易受到低周疲劳损伤外, 还会受到蠕变损伤。蠕变指的是在恒定载荷条件下, 材料的应变随着载荷作用时间的累积而增大的现象。时间越长, 转子材料发生蠕变损伤的程度就会越大。虽然在转子寿命的损耗中, 低周疲劳损耗占主导地位, 但是蠕变损耗也不能忽视。
在工程实际中, 很难得到转子实验样品, 因此目前普遍采用非破坏性方法来估计汽轮机转子的蠕变损耗。转子的蠕变损耗指数可以用下式表示:
undefined
式中, ti为材料实际承受应力、温度的时间 (h) ;Ti为对应于应力、温度、材料发生蠕变的断裂时间 (h) 。
而Ti可用Larson-Miner参数P计算:
P= (t+273) (20+logTi)
式中, t为运行温度 (℃) 。
3 转子寿命管理
汽轮机转子低周疲劳损耗和蠕变损耗这2种损耗与转子的使用寿命有如下关系:
undefined
式中, n为汽轮机组的启停次数;N为转子的低周疲劳寿命;t为机组的累计运行时间;tR为转子的蠕变寿命;B为低周疲劳和蠕变间的影响系数。
由上式可知, undefined即为转子的低周疲劳损耗累积值, undefined为蠕变损耗累积值。考虑到火电机组为适应调峰的需要, 其负荷是随着电网需求而改变的, 因此转子表面的温度为变量, 必须考虑低周疲劳和蠕变间的影响因素undefined。但是由于系数B的数量级较小且难以计算, 因此一般简化计算时对undefined不予考虑。此时, 上式可简化为:undefined。通常情况下, 当undefined时, 就需要密切关注汽轮机转子的运行参数变化情况, 以保证机组的安全稳定运行。
4 结语
本文针对汽轮机转子的寿命损耗进行了分析与研究, 详细介绍了转子的低周疲劳寿命损耗和蠕变寿命损耗, 并给出了计算方法, 有一定的工程实际应用价值。一方面, 它可准确推算和预测出转子的使用寿命, 保证汽轮机组的安全运行, 预防灾难性事故的发生;另一方面可为工程实际应用提供数据支持, 帮助人们根据不同的工程要求选择适合的材料, 并为抗疲劳金属材料的研究提供理论依据。
参考文献
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汽轮机转子振动分析 篇9
近几年,陕西地区发生了几起300 MW汽轮机高中压转子大轴弯曲事故,给发电企业造成了很大的损失。事故发生在两种工况条件下:一种是在机组热态启动升速过临界转速工况,一种是在机组滑参数停机过程主汽温突降后降速过临界转速工况。事故涉及机组均为国产引进型亚临界300 MW汽轮机,既有冲动式汽轮机,又有反动式汽轮机。汽轮机采用高中压合缸结构,转轴材料为30Cr1MolV。
1 高中压转子材料的有关性能参数
事故涉及的高中压转子为整锻式转子结构,材料为30CrlMo1V,正常工作温度不大于540℃,材料的物理性能和高温力学性能见表1、表2[1]。
注:Ac1为加热时珠光体向奥氏体转变的开始温度Ac3为加热时铁素体析出和溶解终了的温度,E'为弹性模量。
该型汽轮机高中压转子大轴最大弯曲处的直径为640～740 mm,具有极高的机械强度。根据材料力学简支梁中间承受集中载荷简化计算,要达到开始产生塑性变形的力量需要近千吨,静力弹性变形将超过17～31 mm,实际中不可能达到这样的条件和出现这种情况,说明高中压转子大轴弯曲事故并非外力加在轴上所致[2,3,4,5]。
注:σ0.2为以0.2%残留变形的应力作为屈服强度。
按汽轮机转子制造质量控制要求,除了常温下检测转子径向晃度外,还将转子加热到高于实际工作温度50～100℃进行检验。根据JB/T 9021-1999标准,高中压转子进行热稳定试验,转子晃度应小于0.05 mm。目前国内外关于汽轮机转子热稳定试验的要求基本一致,并没有明显差异。只是由于国内电力建设的快速发展,有时出现质量控制不严等问题,表现在转子制造质量控制中遗漏一些重要的检验项目,汽轮机转子热稳定试验就是其中之一,作者跟踪的2起热态启动高中压转子大轴弯曲事故就与此有直接关系。
2 事故经过及处理
2.1 热启动过程中高中压转子大轴塑性弯曲事故
某汽轮机为N300-16.7/537/537/-4型冲动式汽轮机,于1999年投产。该机分别于2005年和2007年发生高中压转子大轴弯曲事故。整锻式转子基建安装时晃度要求小于0.03 mm,而该转子当时的晃度为0.085 mm,超过标准要求。机组投运后热态启动较为困难,主要是升速过临界转速时(1 620～1 730r/min)高中压转子振动较大。2003年大修后,因超速试验不合格曾连续4次升速,在高中压转子共振转速区,1号、2号轴承轴振总是后一次过临界转速振动较前一次有明显增加。
该机第一次发生大轴弯曲事故是2005年正常调峰停机热备用3天后的启动过程中。当机组升速到1 422 r/min,主汽温419℃,1号轴振X向超过250μm,保护值跳机,降速到1 200 r/min作短暂停留,高中压转子振动爬升。打闸后2号轴承轴振并未随转速下降而下降,到750 r/min后1号轴承轴振快速上升,转速降到200 r/min时高中压转子两轴承轴振达到300～480μm,说明高中压转子已经发生弯曲(包含弹性和塑性弯曲变形)。从当时S8000振动分析系统存贮的数据看,降速到929 r/min时的振动波形表现为严重削波图形,频谱图除转频外,2倍频成分高达90μm,说明伴随有严重的动静摩擦和非线性振动。揭缸后发现塑性弯曲最大为0.503 mm,高中压转子弯曲高点基本在一条线上。采用加热、加压直轴法校轴,温度控制在660℃,直轴后进行了高速动平衡,机组在事故40天后恢复运行[6]
该机第二次大轴弯曲事故发生在对锅炉省煤器泄漏进行消缺处理,停机3天后再次启动过程中。机组启动开始未见明显异常,升速到730 r/min时,2号轴承轴振上升;到1 086 r/min,主汽温445℃,2号轴承轴振达240μm,振动变化量超过130μm/min。运行人员打闸,当转速降到200 r/min时,高中压转子两轴承轴振1X/1Y为279/235μm,2X/2Y为378/357μm,轴振频谱分析除转频分量外,2倍频分量1X/1Y为11.8/40μm,2X/2Y为141/152.9μm。揭缸后,实测塑性弯曲最大为0.34 mm,高中压转子塑性弯曲曲线见图1,处理方法与第一次相同。
分析认为,转子热稳定试验不合格及运行控制不及时造成该机组高中压转子大轴弯曲事故。
2.2 机组滑参数停机过程中高中压转子大轴弯曲
某N300-16.7/538/538型反动式汽轮机,2005年投产,实测高中压转子临界转速区为1 600～1 720 r/min。2008年采用深度滑参数方式停机,当机组带60 MW负荷运行时,由于将电动给水泵转速从2 742 r/min提升到4 000 r/min,一级、二级减温水突增,喷水量和蒸汽流量比例失调,导致主汽温5 min内从372.5℃突降至285℃,机组减负荷,从汽轮机主汽温开始突降到机组解列打闸持续1 1 min。当机组按正常停机程序降速到1 900 r/min以下时,高中压转子振动快速上升,1 739 r/min开始出现强烈振动,汽轮机机头测速及键相传感器失去正常显示,事故后证实1 mm左右安装测量间隙消失,传感器探头损坏。机组在线振动监测系统和临时连接的BENTLY408便携式振动仪显示,支撑高中压转子的两轴承轴振、轴承座振动达到满量程,轴振超过500μm,轴承座振动超过300μm。此时真空被破坏,转速到0后4min才盘动盘车。揭缸测量高中压转子塑性弯曲为0.077 5mm,动静摩擦主要发生在高中压转子的高压部分,转子上的沟槽最深为2.0 mm,沟槽弧度约1 15°,而中压转子部分摩擦较轻。
分析认为,滑参数停机过程控制不当,降速过临界转速时强烈的动静摩擦,是造成该汽轮机发生高中压转子弯曲事故的主要原因。
3 高中压转子通过临界转速区的动力学性能
分析上述3起高中压转子大轴弯曲事故,其最终原因均与通过临界转速区高中压转子的转轴动静摩擦使振动快速发散有关。
从转子动力学理论可知,转子弯曲自振频率对应的转速为临界转速[7]。目前火电厂汽轮机高中压转子工作转速一般高于一阶临界转速而低于二阶临界转速,汽轮机启停过程都要通过高中压转子一阶临界转速。高中压转子支撑在滑动轴承上,滑动轴承一般采用可倾瓦轴承或椭圆瓦轴承。当高中压转子旋转时其运动表现为两种形式,一是自转,转子围绕几何中心连线旋转,其与重力垂弧有关而与振动无关;二是公转或称为涡动,转子产生动态变形,变形的峰-峰值即为轴振。在临界转速下高中压转子以两端轴承为支点,弹性变形弯曲形成一个大弓形,即一阶振型。即使考虑整个轴系连接的影响,理论和实践证实,其主振型仍为弓形弯曲,中间部位为最大弯曲点。由于轴承润滑油膜阻尼以及通过临界转速的升降速率不同,实际上形成一个临界转速区域。
目前机组启动通过临界转速区升速率设定为200～500 r/min/min,主要是利用旋转加速度越大,临界转速下的弓形弯曲变形越小原理,同时考虑实际滑动轴承轴瓦间隙增大后油膜刚度和阻尼减小,加速通过临界转速有利于抑制弓形弯曲变形放大。而停机降速过程中,除非破坏真空,一般是降速率逐步减小(负的旋转加速度)。由于升速过临界转速时为正的旋转加速度,降速过临界转速时为负的旋转加速度,因此高中压转子的共振幅值升速时小而降速时大,这一点从理论上和实测值均得到了证实。
从转子动力学可知,对于升速过程,从启动到临界转速,不平衡离心力或转子初始弯曲方向与动态变形方向相位差逐步从0°变化到90°。一旦转轴发生动静摩擦,除非密封齿磨掉脱离接触,否则将会出现越摩擦动态变形越大,最终形成热弯曲。在盘车或采取措施情况下,弹性热弯曲可以消除,而塑性弯曲在现场无法消除。需要说明的是,仅转轴部位发生动静摩擦可能导致大轴弯曲,而叶顶动静摩擦等并不产生大轴弯曲事故。
转子在共振转速下不宜停留,停留的结果是振动越来越大,文献[8]认为,振动将以阿基米德曲线的形式向外发散。由于启动时状态和参数的差异,精确的共振转速难以确定,但其范围却是明确的。运行人员如果对此认识不足,致使机组在临界转速下停留,容易引起振动快速放大。
当高中压转子存在初始弯曲(不论是塑性弯曲还是暂态的热弯曲),如果在低速或盘车状态下升速,其表现出的转子动力学特性与转子存在不平衡质量时相似。升速过程中通过临界转速的振动与初始弯曲量成正比,这也是汽轮机运行规程规定在保证转子原始偏心很小时才允许机组启动的原因。
4 事故分析与对策
4.1 事故分析
汽轮机启动尤其是热态启动时,在临界转速前,一旦发生转轴动静摩擦,会出现两种情况:一种是振动波动,由于密封齿的不断磨损,转轴与密封齿间断性接触,这种情况危害性较小;另一种情况是振动快速增长,转轴与密封齿或其他静止部件始终接触摩擦,这是一种转子局部而静子全周的摩擦,除了振动反应外,伴有高中压转子的局部高温出现。由前可知,热态启动过程中高中压转子大轴发生塑性弯曲事故时主汽温为419～445℃,按此推算,高中压转子过渡轴封温度也较高,过渡轴封处局部不断摩擦升温,有可能超过材料的相变温度。由表2可知,随着温度的升高,材料的屈服应力较室温下屈服应力明显下降,更易于产生塑性弯曲变形。如果转子加工和热处理不良,材料本身存在的残余应力在高温下释放,也会使转子产生残余变形。
主汽温、再热汽温突降和高中压汽缸局部出现大的温差,易于产生汽缸拱背变形使汽封径向间隙消失。若发生在工作转速下,由于弯曲变形高点位置与摩擦点相位差较大,一般不会引起振动的快速发散,弯轴的几率较小。而当此时按常规降速程序通过临界转速,由于降速过程为负的旋转加速度,加上严重的动静摩擦,转轴弯曲变形高点位置与摩擦点相位差不断减小,具备形成转轴局部摩擦的条件,易于造成局部应力超过屈服极限,产生塑性弯曲。
文中所述3起高中压转子大轴弯曲事故涉及的背景条件和物理特征不尽相同,热态升速过临界转速较降速过临界转速工况塑性弯曲大的原因除了转轴局部、静止部件整周摩擦和静止部件局部、转轴整周摩擦外,还有其他重要的差异:1)局部摩擦的范围不同,前者范围小,易于产生局部高温;2)摩擦处的转轴直径不同,抗弯截面系数也不同,后者是前者的1.5倍左右,局部附加应力较小;3)摩擦部位的环境温度不同,热态启动时大于400℃,滑参数降速时小于300℃,应力屈服极限不同,与局部摩擦合成产生的最高温度也不同。
4.2 对策
(1)应把好转子质量控制关,保证转子热稳定性试验满足标准要求。
(2)在基建安装或大修中进行通流部分间隙调整时,应综合考虑间隙调整量,既要保证不发生动静摩擦或只发生很轻微的摩擦,还要保证汽轮机的高效率。
(3)严格控制通过临界转速的振动值。实践证明,250μm的轴振动跳闸值不能保证高中压转子不发生大轴弯曲事故,建议高中压转子轴振保护定值按180μm考虑,汽轮发电机组其他轴承轴振动跳闸值不变。
(4)严格控制盘车状态高中压转子的偏心值以及200～500 r/min时高中压转子两轴承的轴振动值。
(5)防止主汽温和再热汽温突降和高中压汽缸局部出现大的温差。
5 结论及建议
(1)结合转子动力学和弹塑性力学理论以及30Cr1MoIV材料性能,并根据汽轮机的结构和运行特点,分析了3起高中压转子大轴弯曲事故的机理。分析认为转轴弓形弯曲最大处局部严重摩擦产生局部高温变形,当超过材料的屈服极限时发生了塑性弯曲变形。
(2)汽轮机热态启动通过临界转速时,一旦发生转轴局部动静摩擦,由于转轴本身温度较高,再附加摩擦的热效应,以及材料随温度升高屈服极限明显下降,很容易产生塑性弯曲变形。
(3)控制升速过临界转速区振动是防止高中压转子大轴弯曲的有效措施,建议高中压转子两支撑轴承轴振保护定值按180μm考虑。
(4)高中压转子的热稳定试验是保证转子材质和制造工艺质量标准的重要控制手段,应引起足够重视。转子残余应力超标将影响汽轮机的热态启动,易于引起大轴弯曲事故。
(5)主汽温、再热汽温突降和高中压汽缸局部出现很大的温差,易使静止或低速状态的高中压转轴表面由于温度应力产生塑性弯曲变形。而在高速和工作转速下,主要表现为高中压汽缸及静止部件局部变形不均匀,使动静间隙减小甚至消失而产生摩擦,如果升降速通过临界转速,更易于出现局部严重摩擦发生塑性弯曲变形。
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汽轮机振动监测装置的维护分析 篇10
关键词：汽车机,振动监测装置,维护,处理
我国在改革开放之后, 科学技术迅猛的发展, 机械设备也逐渐形成自动化, 复杂化, 高速化, 大型化的趋势发展, 在生产技术的使用过程当中, 随着机械设备的效率提高, 设备结构也逐渐复杂, 如果其中的一个部件出了问题, 例如:在汽轮机的实际应用中, 设备的振动过大, 导致机械的零部件, 部件磨损现象发生, 这会产生连带作用, 导致生产中断。与此同时, 机械设备日常维修和其费用也在减少, 所以更应该加强汽轮机的故障诊断以及对设备的云状状态的监测十分的重要。第一, 机械设备的预诊断, 也就是在对设备的日常维护时, 根据汽轮机的运转状态, 对即将发生故障的关键点进行诊断, 并且对维修记录中的信息和相关数据保存, 作为以后出现复杂问题的参考资料。第二, 汽轮机的异常运转和原因分析, 并且针对状况选择适合的措施补救, 将设备及时调整。第三, 应用现代的监测手段及时的掌握设备的状态, 提高汽轮机的性能, 对于生产产量质量高, 制造加工水平高, 设备的先进程度高等有很大的促进作用。在汽轮机的使用中, 应该了解设备的性能水平和优缺点, 掌握现代化的管理水平, 及时的对设备进行监测和维修。
1 汽轮机的振动监测
1.1 汽轮机振动装置的检测来源和原理
振动监测来源于美国的内华达本特利的产品, 这个监测系统的主要组成部分是模件, 前置器, 延长电缆, 振动传感器及探头, 其中, 振动传感器的探头被分为位移式的传感器探头, 速度型的探头。位移传感器的探头, 其测量设备的关键点是轴承的振动;其位移传感器组合成的传感器是对轴承的绝对振动进行的监测。汽轮机的轴振动会传送到轴承的外壳上, 在设备实际运转过程中, 轴承的外壳的振动监测是对轴承的振动和轴振动矢量和。
1.2 汽轮机的振动监测诊断
汽轮机的日常振动监测过程中, 应该先对汽轮机的信号分析技艺采集工作, 在故障的诊断中, 经常使用的是FFT, 也就是“快速立叶变化”方式, 这对于信号的平稳和使用性能有很大的促进作用。但是, 由于信号的特点是非平稳, 非线性, 在为了提高信号的精确度方面, 对处理方式和分析方法进行更改, 主要有:时频分析, 变时基等。其二, 故障研究的前期工作是汽轮机的故障机理的研究, 我国现阶段的机理有:故障模型, 故障征兆以及故障的规律等研究, 并且和实验室的模拟, 现场的试验, 计算机法相结合使用, 这种复合研究的应用模式相对广泛, 实用性也比较强, 但是大多数的机械研究是运用极端模拟法对设备进行故障分析, 并且建立相关的数据模型, 在此基础之上再开发软件, 这种研究方式的优点是没有受到研究室的限制, 针对故障的特征以及状态进行定量分析。根据汽轮机的初始条件和运转环境虚设, 也就是模拟实验, 分析出设备的故障征兆和故障点。其三, 在汽轮机的诊断方法中, 振动监测最为常用, 其中振动是设备的重要信号, 在振动过程中, 会产生噪声, 噪声又表达出很多的信息, 因此在实际监测中, 可以使用噪声诊断方法对设备的故障进行分析, 研究设备的部件问题和设备的使用年限等, 在诊断系统的研究应该使用硬件和软件的集成复合软件, 运行该系统后, 对汽轮机的正常运转状态进行实施监控。
2 振动对汽轮机造成的危害
我国对汽轮机的振动故障的分析和处理已经有几十年的历史, 故障的定性的难度已经降低, 但是针对汽轮机的机理研究时, 很容易出现矛盾, 这会在故障分析时出现判断错误。对此, 根据多年来的实践经验, 在对汽轮机的振动故障诊断时, 首先应根据实际设备工作现场, 运用科学的, 系统的, 合理的分析方法和理论, 对设备故障原因进行研究, 找出问题的根源, 最后根据分析结果和监测数据决定设备维修方案。在对汽轮机的管理方面, 应该对设备的存放现场进行勘查, 并根据汽轮机故障的诊断方案, 危害进行分析调整。
3 汽轮机的振动故障诊断方案
在汽轮机的振动故障的诊断分析中, 一般会采用频谱分析方法, 频谱分析法分为幅值谱以及功率谱等, 功率谱是指汽轮机的振动功率会随着振动的频率而改变, 其具有很高的物理意义, 分析结果清晰;但是幅增谱是指汽轮机的振动所产生的振幅, 更便于观察研究, 根据振幅的变化高度, 并且运用频谱把振幅分解成为不同的信号频率, 这对于振动故障的根源, 以便及时的维修处理。
汽轮机的频谱分析, 第一, 首先根据检测结果, 并且合理运用推理故障分析方法, 对设备的故障源头研究维修, 在分析过程中使用不同的层次了解频谱。第二, 对频谱的低频段, 中频段, 高频段的相应部件全面的分析, 确定故障的范围, 振动的信号以及转速的联系程度分析。第三, 振动故障来源。在零部件的正常运转下, 会产生机械振动, 零部件在长时间的振动干扰下, 会形成受损点, 并且产生固定振动的频率, 这时, 应该找出振动的主要原因, 也就是主振动的来源, 进而做出频谱分析资料, 再根据汽轮机的运转特点对故障进行维修。
4 结语
汽轮机在生产生活过程中, 随着设备的使用效率不断的提高, 设备的结构问题复杂性也随之增强。机械设备的某一个部件出现问题, 都会导致设备运转的中断现象, 由于现代化的设备的应用价值提高, 例如:减少劳动力的支出, 财力物力的浪费等。但是对于汽轮机设备维修费用和监测效率却有了很大的挑战高度, 因此, 设备的故障诊断分析和对策研究对于生产具有很大的利益影响。
参考文献
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