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汽轮发电机组的振动
汽轮发电机组的振动
第一节 概述
汽轮发电机组在运行中总会存在一定程度的振动,关键在于应使机组振动值维持在允许范围内。
机组振动是评价机组运行可靠性的重要依据之一,机组振动异常是运行中的常见故障。
强烈振动表明机组内存在缺陷,如在此情况下不采取措施而继续运行,由于振动力的作用,会使机组各连接部位松动,削弱了连接刚性,振动将随之进一步加剧。
振动过大会使机组动静部分及松动部位互相摩擦、轴承合金破坏、转子大轴疲劳甚至出现裂纹、叶片断裂、危急保安器误动作。
为此,汽轮机组振动过大,应正确分析振动产生原因、振动性质,判断造成振动过大的部位,并采取相应措施,使振动减小到允许范围。
汽轮机检修工作应掌握产生振动的规律及与振动联系密切的设备,提高检修质量,防止出现异常振动。
机组产生振动异常原因是多方面的,情况复杂,它涉及到机组制造、安装、检修和运行各个方面,所以无论是检修人员、还是运行人员均应具备这方面的基本知识。
机组振动过大,将引起设备损坏,甚至造成严重后果。
振动过大的危害性主要表现在以下几个方面。
1.直接造成机组停机事故
当机组振动过大,尤其在高压端振动过大,有可能引起危急保安器遮断油门动作而停机。
2.机组振动造成动静部分摩擦
机组强烈振动会使轴封、隔板汽封产生磨损,间隙增加,使机组运行经济性下降、轴向推力上升甚至造成推力瓦块损坏。
如果磨损严重还会造成转子弯曲,当热应力超过屈服极限,将使转子产生永久性弯曲。
如果振动发生在发电机侧,会加速滑环与碳刷的磨损,线圈电气绝缘磨损而造成电气事故,最后导致机组火灾,这种事故在电厂时有发生。
3.振动导致机组零部件损坏
振动过大动应力增加,会使叶片、围带等转动零件损坏,叶片、围带断裂又引起更大的质量不平衡振动。
振动过大也会损坏轴承合金。
4.振动使各连接件松动
机组振动过大时,将使轴承上的连接件、主油泵、凝汽器及发电机冷却管、法兰连接螺栓振松或损坏,甚至造成基础裂纹。
第二节振动标准
机组振动是客观存在的,振动过大会造成极大危害,所以运行中的机组振动值必须保持在一定范围内,这个范围就是振动的标准,我国电力部颁布了汽轮发电机组振动的振幅值标准,见表4-l。
表4-1 汽轮发电机组振动标准(水电部1980年颁发)
汽轮机转速(r/min)
汽轮机组轴承的双振幅2A(mm)
优等
良好
合格
1500
0.03以下
0.05及以下
0.07及以下
3000
0.02以下
0.03及以下
0.05及以下
机组的振动状况,应在额定转速下,通过测量任何运行工况时轴承座的振动峰值来评定,并以轴承座的垂直(⊥)、水平
(一)、轴向(☉)三个方向上振幅最大的值为准。
机组各轴承中有一个轴承处的振动不合格,即认为此台机组振动状态不合格。
合格标准仅指允许投人运行,但应采取措施将振动由“合格”达到“良好”状态。
无论从哪个方向测量振动,均应将振子与振动面垂直。
轴承座上振动测点位置不同,测得的振幅值也不同,因此,每次测量均应在同一测量点测取,所以轴承座上测量部位应有标记。
国际电工委员会(IEC)1968年在伦敦开会,推荐表4-2所示的振动值作为机组是否处于良好运行状态的标准。
表4-2 汽轮发电机组振动标准(IEC1968年推荐)
汽轮机转速(r/min)
1500
1800
3000
3600
6000
轴承座双振幅(mm)
0.05
0.042
0.025
0.021
0.012
转子双振幅(在轴承座附近)(mm)
0.10
0.084
0.05
0.042
0.02
还应指出,汽轮发电机组轴承和转轴上测出的振动频率并不是单一的基本频率(与转速相同),常具有复杂的振谱,在等于转速的基频上,有时还叠加上各种高频分量和低频分量。
高频分量的振动振幅一般较小,因此对高频分量的影响就考虑较少。
高频分量往往是由振动系统中扰动力引起的,而低频分量由于其不稳定性和振幅急剧突增的特点,对机组的运行具有更大危险性,所以也更引起人们注意。
低频分量一般讲是自激振动。
应该指出,随着机组容量的增大,在轴承刚性相当大的情况下,转子较大的振动值并不能在轴承座上反映出来,因此直接测定转轴的振动作为振动标准来考核就比较合理,但目前多数机组还以轴承振动值作为标准,这主要是由于测试手段不够完善之故。
表4-3为一台国产N200型汽轮机在正常运行状态下实测的振动频率特性。
表4-3 N200型汽轮发电机组的振动频率特性
机组型式
轴承编号
双振幅2A(μm)
50Hz
100Hz
150Hz
200Hz
汽轮机
N200-127.5
1
2
3
4
5
16
17
23
21
26
1
2
3
4
4
2
2
1
1
发电机
T-200
6
7
27
23
6
8
3
2
1
大型汽轮机均为柔性轴,机组在启动、停机过程中都要跨越临界转速,振幅放大。
因此在考核额定转速时的振动值外,对临界转速处的振动值也应进行限制。
如果额定转速的轴承振动合格,而超越临界转速的振动值过大,也将认为不合格。
一般认为在临界转速时转轴的双振幅不应超过0.15mm。
第三节 振动特征、原因分析及其消除措施
汽轮发电机组的振动,可以分为强迫振动和自激振动两大类。
强迫振动是由外界干扰力引起的,如机械干扰力、电磁干扰力、振动系统刚性不足等,这类振动最常见,其主要特征是振动主频率与转速一致,振动波形呈正弦波,通过临界转速时振动明显加剧;自激振动是运动体在运动过程中向自身馈送能量产生的振动,如轴瓦的油膜振荡、间隙自激、摩擦涡动等,自激振动的特征是振动主频率与转子转速不符,而与转子临界转速基本一致,振动波形较紊乱,并含有低频谐波。
造成机组振动过大的原因很多,一般讲有设备原因和运行不当原因两类。
设备原因有:
调节系统不稳定,使调节阀开度波动而造成进汽量的变化、叶片水蚀或结垢,叶片或围带断裂脱落造成质量不平衡、机组轴系中心不正、动静间隙不均匀、发电机气隙不均匀、振动系统刚性不足、汽缸保温不良影响造成膨胀不均匀、滑销系统由于各种原因卡涩或胀缩不畅等。
除设备原因外运行不当的原因有:
疏水不畅,使蒸汽带水、暖机不充分、停机后盘车不当,使转子产生较大弯曲、真空过低,使排汽温度升高,而引起排汽缸中心线改变、润滑油温过低或油压过低影响了油膜形成、汽缸左右温差过大引起汽缸变形,使汽缸膨胀不畅等。
在运行中,一旦出现振动加剧,一方面加强监视检查,同时应采取相应的有关措施,找出原因。
由于造成机组振动原因很多,出现征象也不同,往往有几种原因相互影响。
要找出产生振动过大的原因除对各项数据加强监视检查外,还可以用振动的波形、频率、振幅来得到振动特征,由此来推断振动的成因,从而采取正确的更具针对性的措施。
现对常见振动特征、原因及消除措施分别陈述。
一、转子质量不平衡及转子挠曲引起的振动
这种振动最常见,据统计约占产生振动原因的70%左右。
1.振动特征
振动频率与转速一致,振幅值随转速升高而增大(与转速平方成正比),通过临界转速时振动明显加剧,机组各轴承差不多均发生较大振动,振动波形成正弦波。
2.引起振动原因
质量不平衡可以是转子弯曲(永久弯曲或热弹性弯曲)、叶片腐蚀或不均匀结垢、转动
部分存在动不平衡或静不平衡等。
由振动理论可知,振幅值A是作用在振动系统上周期性质量不平衡引起离心力(激振力)尸与振动系统刚度Kd的比值的线性函数,即
A=ƒ(∑
)(4一l)
Kd=
式中Kd----使系统产生单位振幅的振动所需的激振力(也可定义为系统静刚度Ks与动力放大系数β之比值,即Kd=
)。
β表示系统振动状态与共振状态相接近的程度(β=
)。
在系统共振时,β达到极大值。
将β代入后可得:
A=ƒ(∑
β) (4一2)
由上式可知,振幅值A的大小,正比于激振力及动力放大系数,与静刚度Ks成反比。
3.消除振动过大的措施
由上述分析可知,要降低机组振幅值A,应设法减少偏心质量引起的离心力(激振力P),消除振源;增大机组静刚度Ks和远离共振状态(即减少β值)。
具体做法是:
对永久弯曲的转子进行直轴,如弯曲值不过大,可以用找平衡方法减小不平衡质量引起的不平衡力及不平衡力矩;对热弹性弯曲的转子,应停机后进行间歇盘车及延长暖机时间进行直轴;对腐蚀严重的叶片应更换,结垢叶片应消除;对不平衡转子应进行高速动平衡。
二、转子连接和对中心不正引起的振动
这种振动情况较复杂,有各种原因,针对不同原因其振动特征各不相同,现分别说明。
(1)振动特征:
振动值与负荷有关。
有时振动会突然变化,振动波形除与转速一致
的基波外还叠加上高次谐波。
原因:
挠性或半挠性联轴器有缺陷、或转子找中心不正。
消除振动措施:
消除联轴器本身的缺陷;转子中心重新调整。
(2)振动特征:
空负荷时即振动,且与负荷无关,振动频率与转速一致。
原因:
刚性联轴器找中心时未调整好,或联轴器结合端面与轴颈中心线不垂直(即对轮存在瓢偏)。
消除振动措施:
转子找中心不正应重新调整;对联轴器结合端面出现瓢偏现象应进行修整。
(3)振动特征:
振动与汽轮机受热状态有关,振动频率与转速一致。
原因:
机组受热后使机组中心发生变化;滑销系统卡涩,使膨胀受阻;进汽管道热变形带动汽缸位移,造成中心出现偏差。
消除振动措施:
严格控制各部分温差(汽缸上、下温差、汽缸左右两侧温差等);修理调整滑销系统;进汽管理对热膨胀进行补偿。
(4)振动特征:
振动与凝汽器真空度有关,振动频率与转速一致。
原因:
汽轮机运行时排汽缸受大气压力作用而下沉,使动、静部分中心改变;刚性联接的凝汽器由于充水等原因,对排汽缸上出现作用力造成位置改变。
消除振动措施:
机组找中心时应预先考虑凝汽器真空的影响;凝汽器下部增加支撑。
三、转动部分局部摩擦引起的振动
振动特征:
振动部分一般表现在摩擦处附近,在升速或停机过程中能听到金属摩擦声,在低于临界
转速下的振动往往比高于临界转速的振动强烈,振动波形紊乱。
低于临界转速下的摩擦振动大于高于临界转速下的振动,其原因在于滞后角不同。
如图4-1(a)所示,当转速低于临界转速时(n 为原有不平衡力, 为出现凸面弯曲方向。 与 之间夹角 为滞后角(滞后于转动方向), <90º。 H为转子弯曲变形的凸面,H点摩擦发热,产生热弯曲,从而产生新的不平衡力 ,这时总的不平衡量合成为 = + , 值大于原来 ,所以摩擦进一步发展,热弯曲进一步扩大,此时凸面方向出现在 H´处摩擦,不平衡量的合成变为 = + 。 因此,不平衡量越来越大、摩擦点向逆转向移动,振动越来越大、形成恶性循环,对机组安全运行威胁极大,短期内将造成大轴弯曲。 图4-1 滞后角 与临界转速关系 (a)n 当摩擦转速高于临界转速,如图4-l(b)所示,滞后角 >90º。 为原有不平衡量,弯曲在 方向H点摩擦,形成新的不平衡量 ,这时不平衡量的合成为 = + , 小于原来 ,新的不平衡摩擦点又移动至H´,并产生新的不平衡量 ,不平衡量的合成为 = + ,而 < ,这样继续下去,新的不平衡量逐渐减小,而摩擦点不断逆转向移动,摩擦点逐步脱离接触。 与低于临界转速的摩擦振动相比,这种情况对机组威胁要小得多。 出现滞后角 的原因是转子振动存在材料阻尼,因此振动位移必然滞后于不平衡离心力, 是不平衡力与振动位移的相位差。 滞后角 值可用下式表示: =arctg (4一3) 式中K----振动体刚度系数(常数) ; β----材料阻尼系数;m----振动体质量;ω----角速度。 由于 (4--4) =arctg (4--5) 由上式可看出,ω<<ωcr时, →0º;当ω=ωcr时, =90º;当ω>>ωcr时, →180º因此,摩擦转速低于临界转速振动的滞后角小于90º;高于临界转速振动振动的滞后角大于90º。 原因: 动叶与静叶之间摩擦;轴封、汽封径向间隙过小;风挡、油挡及汽封安装不当。 消除振动的措施: 调整动、静部分轴向或径向间隙;调整轴封汽封间隙;运行中控制温升率不致过大,轴封汽温适当。 四、零部件松动、基础缺陷 缺陷发生部位不同,其振动特征和引起振动原因均不同,处理方法也应随之改变,现分别说明。 (1)振动特征: 振动无规律,轴承外壳上能听到咚咚的响声。 原因: 球面轴瓦在轴承洼窝内松动。 消除振动的措施: 改善轴瓦在轴承洼窝内接触情况,调整紧力;检查垫铁的固定螺钉紧固情况。 (2)振动持征: 在空负荷时即出现振动,运行工况改变振动也变化,振幅不稳定。 原因: 轴承座紧固螺钉松动,轴承座底面与基础贴合不严密;基础下沉或变形,使基础台板与基础贴合不良。 消除振动的措施: 紧固螺栓使轴承座底面紧贴基础;调整基础台板与基础的贴合面。 五、润滑油系统不正常 振动特征: 振动不稳定,振动时有时无,振幅时大时小,有时振动有抖动声;振动频率 与转速不符;波形紊乱。 原因: 油膜不稳定,产生油膜不稳定的原因可以是油供应不足,出现不能建立油膜或油 膜破坏的现象,产生这种现象的原因,可能是油温太低,油质不好,轴瓦间隙不当。 消除振动的措施: 针对上述不同原因采取相应措施。 检查供油压力,回油温度,确保供油;机组启动前将油加热保证供油温度;及时更换不合格润滑油;调整轴瓦间隙。 六、发电机缺陷 发电机缺陷引起振动包括机械性能不良引起振动(如机组中心不正、质量不平衡、油系 统不良、摩擦振动等)及电磁性能不良引起的振动两部分,现主要对后面一种情况进行陈述。 (l)振动特征: 通励磁电流以后才出现振动,随着励磁电流增大,振动明显加大;振动频率常与转速一致或倍频振动。 原因: 发电机转子线圈匝间短路;发电机转子与静子间的气隙不均匀(常出现倍频振动)。 消除振动的措施: 消除线圈匝间短路,调整气隙。 (2)振动特征: 振动与发电机热状态有关;振动频率与转速一致。 原因: 发电机转子线圈热膨胀不规则;转子热处理不当,受热后变弯曲。 消除振动的措施: 检修转子线圈;对受热后转子产生弯曲的现象一般很难消除。 七、轴承座几何中心与轴颈承力中心不重合 振动特征: 轴承座产生轴向振动;振动频率与转速一致;转速接近临界转速时轴承座轴 向振动明显增加;在第一临界转速时,支持转子的左右两轴承的轴向振动相位相反;在第二临界转速时,支持转子的左右两轴承的轴向振动相位相同,参看图4-2。 图4-2 轴承座的轴向振动相位 原因: 轴颈承力中心沿轴向周期变化时,轴承几何中心与轴颈承力中心不重合而产生力矩,如轴承轴向刚度不足将产生轴承的轴向振动。 消除振动的措施: 增大轴承座与台板之间的联结刚性;作好转子的平衡,减小垂直振动,也能减小轴向振动。 八、轴承油膜振荡 轴承油膜振荡是一种自激振动,其振动特征、产生振动原因及消除振动的措施在第六章 轴承检修的有关章节中陈述。 九、转子间隙自激振荡 转子间隙自激振动一般发生在高参数、大容量汽轮机的高压缸。 压力愈高、级焓降愈大、汽流速度愈大,则转子间隙自激振荡愈易发生。 振动特征: 这种振动属自激振动,因此具有自激振动的特点;同时,它的涡动是同向异步的;其振动与汽轮机所发功率有明显关系,当汽轮机达到一定负荷时,机组出现强烈振动,当负荷减小到某一值时,振动突然消失;振动频率等于转子一阶临界转速。 原因: 这是由于转子径向间隙不均,蒸汽在圆周上不均匀泄漏所引起的一种间隙自激振动。 其产生原因是转子受到某一外扰,使转子弯曲与汽缸不同心。 转子受外扰后产生径向位移a,见图4-3。 动静径向间隙不均匀,间隙小的一边蒸汽泄漏量小,蒸汽在叶片上所产生切向圆周力大,即Fl>F2。 因此在叶轮上将产生一个不平衡力Q=F1-F2,Q方向与转子弯曲方向垂直。 在转子旋转时,Q力总比转子挠曲方向提前90º,造成转子沿旋转方向有涡动趋势,当系统中阻尼所消耗的能量小于此激振力对系统的作功时,就促使a值增加,这样又使不平衡力Q值增大,如此周而复始,则在转子中将出现强烈的自激振动。 图4-3汽轮机转子间隙自激振荡作用原理 Ks----刚度系数;C----阻力系数;a----偏心值 设不平衡切向力Q=Fl-F2,近似认为是圆周上间隙不均匀度的函数,与挠度值成线性关系,即 Q= (4一6) 式中K----系数。 在蒸汽激振力作用下,如阻尼力大于激振力,则转子旋转是稳定的,即Q l,亦即Ka 1。 由于阻力系数C与对数衰减率占δ之间可以近似表示为 δ≈ (4-7) 最后可得稳定条件为 K< (4一8) 式中ω1= -----无阻尼时转子一阶固有频;Ks----转子刚性系数。 由稳定条件可知,产生自激振荡的可能性将随转子质量m、转子固有频率ω1及对数衰减率δ的减少而增加。 消除振动的措施: 从上述分析可知,转子的质量m、转子固有频率ω1及对数衰减率δ与转子的间隙自激振动有关,对电厂而言这些值是较难调整的,但可从减小激振力着手。 具体做法是: 做好转子的找中心工作,使运行中的动静部分径向间隙均匀;放大动静部分径向间隙值(漏汽损失将增加)来减少蒸汽的激振力。 第四节振动事故实例及事故分析 以下介绍几例振动事故及其分析。 【例1】 现象: 一台中间再热式汽轮机热态启动,大轴晃动度达0.09mm。 低速暖机时即发生强烈振动,认为延长中速暖机时间,即可使大轴晃动值减小,因此升速。 当转速升至120Or/min时,机组振动更加强烈,轴封处冒火花,被迫停机。 原因分析: 上述情况是高参数汽轮机热态启动产生大轴弯曲的典型事故现象,而且这种事故较常见。 大轴产生弯曲原因较多,如停机后凝汽器冷却管泄漏满水倒流人缸、再热器减温水倒流人高压缸、加热器泄漏满水人汽缸(逆止阀失灵或泄漏)等原因致使转子单面受冷却而弯曲。 又如热态启动时由于上、下缸温差太大超过规定范围,汽缸产生拱背变形,而盘车又不及时投人,致使动静部分径向间隙消失,转动时有摩擦,引起转子表面局部过热而产生弯曲。 上述事故是热态启动时大轴晃动值已超过规定值,并又强行启动所造成的大轴弯曲事故,而其运行现象是振动。 当时,转子晃动值已超标,热态启动时,由于上、下缸温差较大而产生拱背变形。 此时冲转,一方面会出现较强烈的振动,另一方面动、静部分又会产生径向摩擦,所以理应停机盘车直轴,待晃动值减小合格后才能再次启动。 但此时错误地强行冲转并升速,致使摩擦后转子表面局部过热,使大轴进一步弯曲,反过来又促使振动加剧。 这种振动发生在临界转速以下,因此摩擦不会自行消失,只会使摩擦增强,这必然又会使转子进一步弯曲。 振动与摩擦相互作用,交替加剧,最后造成转子永久性弯曲的重大设备事故。 检查结果: 停机后经48h盘车,大轴晃动值始终达不到合格范围。 停机后,在2号轴承处测得转子晃度值为0.O55mm,大轴已产生永久性弯曲。 【例2】 现象: 国产第一台N200型汽轮发电机组在第一次整组启动时,转速在2400r/min以下运行一直很稳定,振幅均在0.03mm以下。 当转速达到2400r/min以后,机组发生强烈振动,6号轴承(发电机前轴承)振幅达0.27mm,7号轴承(发电机后轴承)振幅达0.16mm。 当转速升至2700r/min时,发电机转子出水支座向外甩水,同时风叶与挡风板有严重摩擦声,只能被迫停机。 经处理后第二次启动,虽然转子出水支座甩水和风叶碰磨的问题已经解决,但振动情况与第一次基本相同。 定速后,只运行3min即停机。 现将测振记录于表4-4。 表4-4N200型汽轮发电机组不同转速下振动测量值 转速 (r/min) 6号轴承垂直振动 7号轴承垂直振动 转速 (r/min) 6号轴承垂直振动 7号轴承垂直振动 1200 0.65 0.15 2200 3.1 1.00 1300 0.80 0.35 2300 2.3 1.30 1400 0.70 0.40 2400 2.0 1.40 1500 0.70 0.40 2500 20.0 1.30 1600 0.80 0.35 2600 - - 1700 0.70 0.40 2700 - - 1800 0.80 0.85 2800 16.0 - 1900 0.15 1.40 2900 - - 2000 0.17 1.30 3000 17.0~22.0 15.0~16.0 2100 2.5 1.70 原因分析: 从表4-4可看出,在2400~2500r/min之间,6号轴承振动由0.O2mm很快增加到0.20mm,7号轴承振动由0.014mm增加到0.13mm(降速时,在稍低于此转速后消失)。 从示波器上看出,在240Or/min以前,振动波形一直很稳定,很有规律,其振动频率与转速一致。 而后振动突然发生,此时频率为16.3Hz(978次/min)。 低频振动波及汽轮机侧。 5号轴承振动特征类似6号轴承,但最大振幅仅0.12mm,越向机头方向的轴承,低频振动影响越小。 实测发电机转子一阶临界转速为978r/min,二阶临界转速为2790r/min。 由于低频振动主要表现在6、7号轴承上,且低频振动频率与发电机转子一阶临界转速相符,故可认定是6、7号轴承产生了油膜振荡。 消除振动的处理方法: 消除油膜振荡的方法比较多,其基本出发点是扩大轴承工作的稳定区域,使轴承在较大范围工况变化而不出现油膜振荡。 一般讲,在运行的机组上,增大稳定区域的主要手段是增大轴颈在轴瓦内的相对偏心率K。 消除油膜振荡的具体方法很多,例如,充分平衡第一种振型的不平衡分量,降低在第一临界转速下振动放大能力,以利稳定(减小外界激振力;减少轴瓦的长度,提高比压(即增加相对偏心率K);改变轴瓦间隙,以提高油膜稳定性;在机组找中时,预先抬高油膜振荡轴承的标高,以提高轴瓦比压(即增加相对偏心率K);适当提高轴承进油温度,降低油粘度,从而增加相对偏心率。 上面这些方法均能有利于提高失稳转速,扩大轴承的稳定工作区域范围。 采用缩小轴瓦长度(减小长径比),在国产20万千瓦机组上消除油膜振荡取得明显效果。 对三油楔轴承来讲,将轴瓦两端阻油边内移,但仍保持油楔型线不变。 处理方法: 首先在轴瓦两端补焊轴承合金,然后在车床上加工新的阻油边,最后用刮刀修刮,把原来的阻油边刮低,使其不起作用,这样就提高了比压,使油膜振荡不再产生。 表4一5为第一台国产20万千瓦发电机三油楔轴瓦改进数据表。 表4-5 国产第一台20万千瓦机组三油楔轴承改进情况 轴承号 数值 名称 6号轴承 7号轴承 改前 改后 改前 改后 轴瓦长度L(mm) 410 280 410 300 长径比L/D 0.976 0.667 0.976 0.713 比压(MPa) 1.362 1.999 1.362 1.863 相对间隙(mm) 0.00143 0.00107 0.00143 0.00107 [例3] 现象: 一台运行中的N125型汽轮机危急保安器突然动作,自动主汽阀关闭,发电机开关联锁跳闸(当时功率为125MW)。 经检查,未找到原因。 重新启动,升速
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