汽轮机油膜振荡（共3篇）
汽轮机油膜振荡 篇1
1 振动标准
汽轮机和发电机运行的可靠性, 在很大程度上取决于设备振动状况。由于设备制造、安装、检修质量不好, 或者设备运行不当, 所造成的振动增大, 是很多事故甚至重大事故的根源。应该指出, 即使是衰减了的振动, 其有害的影响, 都可能以不同形式积累和显露出来。所有这些情况, 均对振动标准提出了严格的要求。《电力建设施工及验收技术规范》规定, 额定转速为3000rpm机组轴承振动 (双振幅) 标准为:优等0.03mm;良好0.04mm;合格0.05mm。测量振动必须在三个方向, 即垂直、轴向水平、横向水平。即使振动只在诸轴承中的一个、在三个方向中的一个方向超标, 那么整个设备振动状态也认为是不合格的。
轴承振动 (双振幅) 标准, 仅仅与转子的转速有关, 而不计及这些振动的谐波组成部分。但许多测量表明, 轴承、转子和其它部件的振动, 带有不和谐性质。振动频率以转子基本频率为主, 加上高频成分, 有时还有低频成分。对转速为3000rpm的机组, 基本频率为50 Hz, 常常发现有100 Hz高频成分, 亦有24~29 Hz低频成分。目前对大的高频成分的振动极限, 已做出了更为严格的规定, 不在讨论范畴。至于这些低频振动, 由于其不稳定, 有突然剧增的可能, 对设备是很危险的。必须指出, 目前所采用的测量系统, 仅关系到振动位移的测量, 未考虑振动的频率组成, 也不能判断振动过程的能量。根据现有理论和实践, 说明振动的破坏性, 恰恰决定于波动的能量, 依赖于振动振幅的程度较小。据此观点, 表征振动强度更具代表性的数值, 是振动频率, 亦即部件在通过中央位置时的位移速度。为此, 除了规定振动位移标准之外, 还应规定振动速率标准, 其容许值不应超过4.5mm/m并可直接用电气仪表测量。
2 形成机理
轴颈在轴承中高速旋转时, 在一定条件下, 高速润滑油流反过来激励轴颈而发生的一种自激振动就叫油膜振荡。此时, 轴颈不仅围绕其中心高速旋转, 而且轴颈本身还将在轴瓦内绕平衡点涡旋, 称做涡动。这种现象有时会在汽轮机启动、升速或超速试验中遇到。这种涡动的频率总是等于当时转轴转速的一半 (实际上略低些) , 故称半速涡动。转速升高到两倍第一临界转速后, 半速涡动的角速度正好与转轴第一临界转速重合, 涡动被放大, 表现为更剧烈的振动, 其振幅大大增加, 转轴剧烈跳动, 甚至肉眼可见, 这就是所谓油膜振荡。它会引起油膜破裂、轴颈和轴瓦碰撞甚至损坏。所以转轴第一临界转速越低, 其支持轴承在工作转速范围内发生油膜振荡的可能性就越大。对于刚性转子或第一临界转速高于1500rpm的柔性转子, 在工作转速范围内 (3000rpm的机组) 只可能发生半速涡动, 而不会发生油膜振荡。二者都应尽力设法消除。油膜振荡存在惯性效应, 不同于简单的共振, 是不能用提高转速的办法来消除的。
油膜振荡与转子机械不平衡无关, 主要依赖于油膜层的动力特性, 反应为油膜的弹性与阻尼特性, 也取决于转子的中心线相对于轴瓦内圆面的位置。已知静止转子上的轴颈中心位置a, 与轴瓦内圆面中心b的静态偏心为δ。当转子转动时, 在轴颈与轴瓦之间形成油膜层, 转子顺着旋转方向浮在油膜上。随着转速增加, 轴颈中心沿着弧线a-b移动, 形成轴颈平衡运动轨迹, 而偏心δ逐渐减小。理论与实验表明, 当转轴浮起很大时, 转轴丧失稳定性, 并开始相对于平衡轨迹上的某一自身平衡状态进行移动, 这种位移沿着一定的规线进行, 并称作转轴旋进。旋进可能会出现三种型式:逐渐平息型;固定大小型;逐渐增大型。逐渐增大型旋进导致轴颈强烈振动, 其振幅可以达到破坏值。转子的振动通过油膜层传给轴承, 自身激发起剧烈的轴承低频振动。
3 外部因素
长期的运行经验以及实验结果均说明, 低频振动的诱发主要取决于油温、转子轴颈圆周速度以及轴承的负载率。轴承压强的减小, 油的粘度增大以及轴颈圆周速度的增加, 促使低频振动的产生和发展。
3.1 运行中轴承压强的减少, 原因有:
下轴瓦乌金磨损, 因此转子支撑表面积加大;由于转子中心线不正确, 法兰连接缺陷或者汽缸膨胀不畅, 使得由转子传给轴承的负载减少;调速汽门开启次序不正确, 因此产生蒸汽力, 推挤转子向上, 因而使该轴承承受的转子重量负载有所减小。
3.2 在大容量机组上, 引起油膜振荡广为流传的原因之一是, 轴承入口油温太低。
我们经过多台机组的试验, 弄清了轴承低频振动分量的振幅与油温有某种依属关系。200MW机组油温从43℃升高到53℃, 油粘度降低1/3, 低频振动水平降低1/5~1/6。润滑油粘度越大, 轴颈旋转时带入油楔的油量越多, 油膜越厚, 使轴颈在轴瓦中浮得越高, 相对偏心率越小, 轴颈就越容易失稳而产生油膜振荡。
3.3 转速高时转轴相对偏心小, 同时被轴
颈带进油楔的润滑油多, 油膜力增大也使相对偏心率减小。因此容易产生油膜振荡。这一点对于变速汽轮机来讲是需要特别注意的。
4 预防措施
尽量增大轴承工作的稳定区域, 通常在运行机组上扩大稳定区域的主要方法是增大相对偏心率, 相对偏心率越大, 轴心静态位置越低, 油膜稳定性越好。我们可以采取以下措施:
4.1 首先从设计制造上着手考虑, 尽量提
高机组中各转子及轴系第一临界转速, 并使它超过额定转速的一半。
4.2 增加比压, 比压就是轴承载荷与轴瓦垂直投影面积之比。
显然, 比压越大, 轴颈越不易浮起, 相对偏心率越大。亦可采用减小轴瓦长度, 及调整轴瓦中心等措施来达到。前者主要是增大负载过小的轴承的比压;后者还可使轴瓦端泄增加, 轴颈浮得低, 相对偏心率增大。
4.3 调整轴承间隙, 选择稳定性好的轴瓦结构型式与参数。
为了提高油膜阻尼, 产生或加大向下的油膜作用力, 从而增大相对偏心率, 可采取两种方法:即改变瓦面旋制型式、轴承间隙, 用摇摆支撑轴承 (可倾瓦支持轴承) 来替代固定支撑轴承。这是在机组临界值功率不低于90~95%额定功率情况下, 消除低频振动最简便方法。采用椭圆形轴承, 在轴瓦上半部又形成一个油楔, 上部油楔将很好地抑制振动的产生, 同时增加了转子上的压力, 就消除了产生油膜振荡的第一个原因。在机组各种工况下, 椭圆轴承负载率不得低于0.8~1.0Mpa, 支撑的偏斜不能超过0.2mm/m。为了提高轴承压强, 常采用特殊找中心方法, 将高压和中压转子间的连轴器做成下张口。这样当用螺栓连接时, 即达到压强的再分配。我们在容量30万KW汽轮机设备上, 采用上诉诸项措施, 获得了较好效果。而在更大容量机组上, 采用了更加完善的摇摆支撑轴承 (可倾瓦支持轴承) 。与椭圆轴承相比, 在转子强烈诱发振动条件下运行时, 该轴承具有下列优点:当支撑具有较小和中等负载时, 它拥有更大稳定性;对外界静力变化的敏感性较小;当具有球形支点, 对偏斜不敏感。采用可倾瓦支持轴承时, 不需要用调整中心的办法对支撑进行附加负载的措施。
4.4 提高油温降低润滑油粘度, 或更换粘度小的润滑油。
但应指出, 过分提高油温, 将降低油楔承载能力, 并增加油氧化程度。
4.5 运行机组发生油膜振荡时应检查润滑油温、转子中心、轴承间隙、轴承紧力等是否合适。
4.6 还应尽量作好转子动静平衡, 以充分降低转子在第一临界转速下共振放大能力。
即使发生油膜振荡, 其共振振幅也可以受到约束。
汽轮机油膜振荡 篇2
1 轴系结构
某热电厂2号机组是上海汽轮机厂和上海电机厂生产的50 MW供热机组。汽机转子由1、2号轴承支撑,椭圆轴承,发电机两瓦为3、4号轴承,圆柱轴承,励磁机两瓦为5、6号轴承。轴系结构如图1所示。
机组投运以来,经历大小修各一次,小修中更换了励磁机转子,振动一直正常,1~4号瓦垂直振动均小于20μm。2号机组经常处于低负荷状态,带高负荷时间不多。
2 突发性振动现象和特征
机组在一次带高负荷时,1~4号瓦突然出现大振动,运行人员减小负荷,振动消失。经过数小时运行,增加负荷时,大振动再度出现。用手持测振表测量,发现振幅以3号瓦为最大,为200μm,其余3个瓦振较小;频谱分析表明,高振动的主频约为20 Hz。然后使用本特利DAIU-208测振仪对机组在带负荷工况和升降速过程的振动状况进行了全面的测量。
图2为发生大振动时1、3号瓦的时间趋势图,图3为振动时1~4号瓦的瀑布图,图4为振动时1、3号瓦的频谱图。
2号机组的振动特征是:振动是突发性的;大振动频率成分以20 Hz低频为主;振动突发时以3瓦振为最大,其余次之;4个瓦振动发生的时间相同,观察不到先后;负荷减小或转速减小,振动消失。
为进一步确定振动性质,又对升降速过程振动进行了分析,得到的升降速波特图如图5所示。
3 振动性质与振动原因分析
高速旋转机械设计和运行中的一个主要问题是控制和降低轴系的强迫振动响应,同时还存在另一类同样重要的问题:转子动力失稳和自激振动。
汽轮发电机组轴系临界转速、不平衡响应和稳定性共同构成了机组的动态特性,它们直接决定了机组在工作状态下和启停机过程中转子、轴承的振动状况,是设备安全可靠性的一个重要方面。
对机组轴系的临界转速和不平衡响应,无论在设计阶段还是实际运行中,都早就有了一些成熟的方法和经验来控制它们。
相比之下,稳定性问题出现的较晚,最早是在20世纪20年代。GE公司为高炉设计制造的新型透平压缩机运转中出现了转子动力失稳现象[1]。GE的工程师经过数年的研究才确定问题出自转子材料的内阻和套装转子部件之间的摩擦。在进行这些研究的同时,开始对径向油膜轴承所造成的油膜振荡失稳有所认识。
转子动力失稳和自激振动通常表现为下列特点:(1)振动频率为次同步或超同步,与转子转速非同步;(2)自激振动的频率以转子本身的固有频率为主;(3)多数为径向振动;(4)振幅可能发生突然急剧增加;(5)振幅的变化与转速或负荷关系密切;(6)失稳状态下的振动能量来源于系统本身的能量。
对于旋转机械,自激振动的种类有涡动或振荡、参数失稳、干摩擦颤振以及强迫振动失稳等。在汽轮发电机组转子轴承系统中,造成转子发生动力失稳的作用力很多,常有这样一些(不包括参数时变造成的失稳):动压轴承-油膜振荡、密封-类似于油膜振荡、转动部件内摩擦、叶轮顶隙造成的气动力(Alford力)、空心转轴内滞留液体、干摩擦、扭转涡动(扭矩作用在一个不对中的转轴上所致)和螺旋涡动颤振。
汽轮发电机组轴系稳定性直接关系到机组的安全运行和设备的可靠性。稳定性能低劣的机组,轻者可减少发电时数,增加检修费用,重者将导致重大毁机事故。
可以使汽轮发电机组转子产生发散运动的部位有轴承、轴端及通流部分的汽封、热套配合面、材料内阻等,转子所发生的失稳分别被称为油膜振荡、汽流激振、摩擦自激等。国内外机组实际运行情况表明,汽轮发电机轴系主要的失稳型式是油膜振荡和汽流激振。
实际机组稳定性状况与制造、安装及运行有关。加工时过大的误差可能会使原本设计正确的轴承稳定性能降低;安装时对扬度、轴承标高、轴承载荷等重要指标的控制同样可以直接影响到机组稳定性;运行参数对稳定性也会造成暂时性的影响。
在影响机组稳定性的诸因素中,轴承是决定因素。滑动轴承中的油膜除了产生压力支承整个转子外,还产生阻尼力抑制转子振动。在一定条件下,阻尼低的轴承支承的转子会发生油膜振荡或类似性质的半速涡动。
现场机组处理经验表明,造成汽轮机组失稳的原因通常是多方面的,而非单一因素所致。导致轴系失稳的扰动力可能来自轴承、转子的内摩擦、流体力等。仅就轴承的扰动力来看,这个力取决于转子-轴承的系统阻尼,取决于轴承油膜交叉刚度的量值,还取决于转子转速与临界转速之比。
根据对2号机组振动测试数据,可以初步确定振动为转子失稳。根据(1)负荷变动引起振动或减小,(2)低频这2个特征看,像是汽流激振,但从3号振幅最大看,振动似乎以发电机转子为主,而不是以汽机转子为主;另外,20 Hz的自振频率和汽机转子固有频率22.3 Hz(1 340 r/min)不符。因而无法肯定振动性质为汽流激振。
如果是油膜振荡,应该和转速相关,而不应该是由负荷变动引起的;振动频率可以低于半速频率或发电机的固有频率。
升降速测试结果显示,该机组汽机和发电机的临界转速均为1 330~1 350 r/min,无法以此来判断振动是以汽机转子还是以发电机转子为主出现。
正在难于最终确定振动性质的时候,停机前做的打闸降速-升速试验表明,转速升到3 000r/min时再次发生了低频振动,这次和带负荷无关,根据这种现象,很快基本确定了振动是油膜振荡。
故障性质和原因的完全确认还需要根据解体检查的测量值。
造成油膜振荡的原因是轴承。鉴于2号机组是在已经正常运行2年后的现在才发生油膜振荡,分析其原因,一个可能是轴瓦磨损,使得轴承间隙变化,垂直方向间隙增大,形成了立椭圆,稳定性恶化,发生油膜振荡;另一个可能是轴承脱空,负载减小,轴颈在轴承中的偏心率减小,稳定性降低,引起油膜振荡。如果是后者,则用负荷变化做为起因可以解释。负荷变化引起汽机转子上抬,1、2号瓦负载减轻,同时牵连3号瓦负载减轻,在轴承稳定性本就降低的情况下,负荷变化对轴系的扰动导致3号瓦发生油膜振荡。
检查各瓦瓦温、回油温度发现,3号瓦的这两个温度相对都低,瓦温61℃、回油温度51~53℃,相邻两瓦瓦温大于66℃、回油温度大于56℃。
根据振动数据,可以排除叶片飞脱,进入复水器检查末级和次末级叶片,没有发现问题;检查平衡块,也没有问题。可以排除通流碰磨,碰磨虽然也有突发性,但不会以20 Hz的低频为主。
如果上述推断的结论成立,解体后应该在轴承上发现问题。
机组温度降下来解体,对4个轴承的顶隙、侧隙的检查,基本和厂家设计值、4月份小修回装测量值符合,没有发现明显问题;扬度检查2号瓦较上次测量值增大,其余各瓦扬度没有问题;对轮张口没有变化;但发现3个重要情况:
(1)对轮中心圆周偏差由0.04 mm变化到0.78mm,即汽机对轮中心高出发电机对轮中心0.39mm。
(2)2号瓦、4号瓦下瓦乌金表面磨损严重,3号瓦面磨痕轻;
(3)3号瓦块翻转约7 mm,4号瓦块翻转约1mm,2号瓦块没有翻转。
这些情况表明,3号瓦脱空;大振动以发电机转子为主。
关于2号机组振动性质和原因,可以确定为以3号瓦为主的发电机转子的油膜振荡;3号瓦负载过轻,造成3号瓦稳定性降低,产生油膜失稳。
至于3号瓦脱空,相对标高变化的原因,尚待进一步分析。
4 处理方案确定、实施及处理结果
根据对振动原因的分析意见,确定并实施了如下的处理方案:
(1)对轮中心调整:2号瓦中心降低0.05 mm,3号瓦中心抬高0.33 mm,4号瓦中心抬高0.35 mm;
(2)修刮2、3、4号瓦下瓦瓦面,修刮过程中不得增大顶隙;
(3)增加3号瓦紧力到0.05 mm。
2003年7月30日,机组处理后冲转,监测带50MW以上负荷8小时,振动正常,没有低频振动,23、24 Hz的低频分量最大幅值为2μm。
图6为负荷51~53 MW时的振动趋势图,图7为51~53 MW时的振动瀑布图。
满负荷时3号瓦瓦温64℃、回油温度62℃,明显高于消缺前,说明3号瓦轴承载荷明显提高,稳定性增加。
5 结束语
本次2号机组振动分析和故障诊断处理是在测点有限,时间紧迫条件下进行的。由于缺少轴振测点,无法知道轴径静态位置,增加了诊断难度。
诊断中利用起振工况、振动频谱、瓦温等参数,得到了初步结论;然后利用解体后检查结果,最终确定了故障性质和直接原因;在此基础上制订了处理方案,实施后使故障得以消除。
参考文献
汽轮机油膜振荡 篇3
烟机发电机组是200万t/a重油催化裂化装置的主要能量回收设备, 利用再生烟气的热能和压力能做功, 通过齿轮箱变速带动发电机发电。燕山石化公司烟机发电机组于1998年6月投运, 2013年7月15日~9月9日, 在重油催化裂化装置停工检修期间, 对该机组进行了大修, 主要是更换三旋出口至烟机入口切断阀间膨胀节和直管道, 清理烟机叶片上的催化剂垢层, 调整变速箱主动齿轮轴承位置, 调节从动齿轮轴与发电机轴同心度, 检查发电机轴瓦等。2013年9月12日, 检修完毕后, 开启烟机发电机组过程中, 发现发电机振动强烈, 现场噪声很大, 机组不能正常运行。
1 烟机发电机组简介
1.1 烟机发电机组结构
烟机发电机组由烟机、变速箱和发电机组成, 安装有在线监测与分析系统。烟机发电机组结构如图1所示, YT-7701A/B、YT-7702A/B、YT-7703A/B、YT-7704A/B、YT-7705A/B、YT-7706A/B、YT-7707/AB、YT-7708A/B是轴振动传感器, A、B两个振动传感器互成90°安装, ZT-7701A/B是烟机轴位移传感器。
1.2 机组主要参数
烟机由兰州机械厂生产, 为单级叶片;发电机由上海电机厂生产。烟机发电机组主要参数见表1。
2 机组振动诊断分析
2013年9月12日, 机组开机升速及提发电量过程中发电机振动强烈, 现场噪声很大。机组在线监测与分析系统显示发电机后轴2个通道YT-7708A/B的振动幅值同时超过80μm, 前轴2个通道YT-7707A/B的振动幅值亦同时呈上升趋势。
2.1 振动数据分析
鉴于机组升速过程中, 烟机和变速机的轴振动变化在正常范围内, 而发电机的轴振动波动较大, 下面仅对发电机轴振动数据进行分析。发电机不同转速下各测点轴振动幅值见表2。
由表2可知, 发电机转速升至2 826r/min时, 其轴振动出现波动, 通道YT-7708A/B的振动幅值均超过80μm, 其它测点的振动值在允许范围内。
从机组在线监测与分析系统提取的发电机升速波德图 (如图2所示) 可知, 发电机轴在发电机转速为1 300r/min左右 (怀疑临界转速有变化) 和1 800r/min左右时出现了振动波动。
从机组在线监测与分析系统提取的历史振动曲线 (如图3所示) 可知, 发电机轴在发电机转速为1 800r/min左右和2 826r/min左右时出现了振动波动。
发电机转速为1 801r/min和2 826r/min时, 发电机轴振动分析图谱如图4~11所示。
2.2 机组振动特征分析
由图4~7可知, 在烟机发电机组升速过程中, 发电机转速为1 801r/min时, 发电机轴振动波动时的振动频率主要为工频和2倍频, 且2倍频幅值高于工频;轴心轨迹呈内八字形和香蕉形, 说明发电机存在轴系不对中[1]情况。
由图8~11可知, 发电机转速为2 826r/min时, 发电机轴振动幅值上升最大到219μm, 通道YT-7708B振动频谱中只有0.5倍频 (1 413r/min) , 0.5倍频幅值最高;发电机前后轴心轨迹为扩散的杂乱无章的曲线, 不稳定;时域波形存在消波, 说明发电机轴出现了油膜振荡[1]情况。
2.3 诊断结论及建议
根据发电机轴振动特征并结合机组现场运行状况分析认为, 发电机组轴系对中不良, 导致某种运行工况下发电机转子在轴承内运动不稳定, 出现半速涡动, 涡动频率与发电机轴一阶临界转速 (发电机轴一阶临界转速为1 410r/min) “合拍”时产生共振, 而油膜不再具有支撑能力, 出现油膜振荡, 于是机组振动强烈, 噪声很大。
鉴于机组刚检修完毕, 现可直接做的是调整转速, 改变润滑油温及压力、轴承润滑状态、涡动频率。下次检修时, 可采取提高轴系对中精度, 将发电机轴承间隙控制在最小值, 或更换轴承, 进一步提高发电机转子平衡精度等措施。
3 整改效果
根据诊断建议, 适当降低发电机转速, 将润滑油温从43℃调整到46℃左右, 将润滑油压力由191kPa调整为186kPa。改变润滑油压力, 发电机轴振动幅值无明显变化, 而改变润滑油温后发电机轴最大振动幅值从219μm降到67μm。振动稳定后, 将发电机转速迅速从2 800r/min提高到3 000r/min左右, 机组投入正常运行。但是, 在提发电量的过程中又出现了同样的问题。在保持润滑油压力为186kPa左右的情况下, 将润滑油温提高到48℃左右后, 发电负荷稳定在11 000kW, 发电机轴最大振动幅值基本稳定在67μm, 机组运行正常。
4 结束语
(1) 通过对机组运行状态实施在线故障诊断技术, 能够及时发现问题并分析故障原因, 为制定相应的解决措施提供依据, 确保机组安全稳定运行。
(2) 通过分析转子稳定性、特征频率、时域波形、轴心轨迹等图谱特征, 并结合机组自身运行特点, 能够准确诊断出油膜振荡类故障。
(3) 油膜振荡的影响因素很多, 在机械运转过程中, 通过测量振动和轴心轨迹来预测油膜振荡产生的可能性, 以确保机器正常运行。
(4) 油膜振荡发生时会产生很大的振动, 现场噪音非常大, 振动主要频率是0.5倍频 (半速涡动频率) , 轴心轨迹为扩散的杂乱无章的曲线。通过提高润滑油温, 改变润滑油膜厚度和偏心率, 可消除油膜振荡。
(5) 通过观察分析, 发现当发电机轴转速达到一阶临界转速的2倍以上时, 基于某种边界条件, 会引发发电机油膜振荡, 因此在烟机发电机组开车过程中需快速通过发电机轴一阶临界转速及其2倍转速, 以避免发生油膜振荡。
参考文献
[1]林志英.设备状态监测与故障诊断技术[M].北京:北京大学出版社, 2007