某60Hz汽轮机转子高速动平衡试验研究

摘要

针对目前150MW容量60Hz机组高中压转子的高速动平衡试验进行了研究,采用基于有限元的转子轴承动力学软件DyRoBeS建立了转子-轴承-摆架系统模型,在进行无阻尼临界转速及振型分析的基础上,结合模态振型平衡和影响系数平衡的特点,根据转子实测不平衡振动形式,合理选择平衡校正面和加重形式。最后,通过高速动平衡试验验证表明,该方法能有效减少启停机次数,节约平衡费用,同时可为这类国产小容量60Hz汽轮机组转子高速动平衡提供技术参考和经验借鉴。

0.引言

随着目前我国电力市场的日趋饱和,国内许多大型电力设备制造企业都将目标投向了国外市场,由于各个国家电网频率的不同,有些国外机组的频率采用60Hz,其工作转速为3600r/min,与我国3000r/min工作转速下的汽轮机转子完全不同。由于工作转速的提升,其转子的动力学特性变得更加复杂,以至于在制造厂内进行高速动平衡时就不能完全照搬以往的平衡工艺和方法,这势必给转子高速动平衡工作人员带来新的挑战和难度。

本文以国外某电厂容量为150MW的60Hz机组高中压转子的高速动平衡为实例进行分析,在采用常规影响系数高速动平衡的过程中,由于国内缺乏平衡该类型转子可供借鉴的经验,故在实施高速动平衡的过程中遇到了很多困难,多次启停机仍然不能把转子振动降低到合格平衡要求以内。

在分析该高中压转子结构的基础上,采用DyRoBeS转子动力专业分析软件进行建模,通过临界转速和模态振型分析,根据转子实测不平衡振动形式,结合影响系数法和模态平衡法的特点,合理选择平衡平面,最终成功将转子振动降到了所要求的合格范围以内。

1.转子高速动平衡方法

作者分别介绍了影响系数法和模态平衡法两种高速动平衡方案。其中,影响系数法可以均化残余振动,避免过大残余振动的出现,但也有可能使残余振动较小的点增大。模态平衡法主要适用于挠性转子的平衡,包括振型分离法和谐分量法。

2.转子模态振型分析

2.1 汽轮机机组高中压转子基本结构


该汽轮机机组为150MW 机组,整个汽轮机部分由一根高中压转子和一根低压转子组成,其中高中压转子总长为5949mm,总重为14t,轴颈尺寸分别为360和300,轴承支承跨度为5365mm。该转子的额定工作转速为3600r/min,要求超速试验转速为额定转速的

112%( 即要求超速到4032 r/min) ,设计的转子平衡平面为跨内的3个加重平面。

2.2 高中压转子模态振型分析


按照高中压转子的结构尺寸进行有限元建模,建模中最难的是对各边界条件的确定,任何一个参数的确定都与最终计算结果相关,尤其是轴承和轴承座参数的选择及其动力特性系数的计算直接关系到建模的准确程度。笔者采用 DyRoBeS软件对高中压转子-轴承-摆架系统进行建模,如图 1 所示。其中,节点 4 和 31 分别为两轴承中心位置,节点 35 和 36 分别代表摆架和轴承座,且将其视为单自由度的刚度-质量-阻尼结构。

某60Hz汽轮机转子高速动平衡试验研究的图1

利用DyRoBeS的BePerf 模块,对椭圆轴承进行动力特性分析,得出油膜刚度和阻尼随转速变化曲线,如图2和图3所示。 

某60Hz汽轮机转子高速动平衡试验研究的图2
某60Hz汽轮机转子高速动平衡试验研究的图3

将轴承刚度和阻尼系数导入转子-轴承-摆架系统模型,进行前三阶无阻尼临界转速计算和振

型分析,结果如图 4~6 所示。

某60Hz汽轮机转子高速动平衡试验研究的图4
某60Hz汽轮机转子高速动平衡试验研究的图5

从图 4~6 可以看出,转子-轴承-摆架系统的前三 阶 无 阻 尼 临 界 转 速 分 别 为 1618r/min、3338r/min、3827r/min,这与实测值( 1610r/min、3400r/min、3800r/min) 比较接近,说明转子建模的各项参数选择比较正确。尤其是计算的第一阶临界转速与实测的非常接近,而二阶和三阶临界转速与实测值存在一定的误差,且从图中两轴承处红点的偏离位移可以看出摆架振动对整个转子系统的二阶和三阶振型影响较大,因此该高速动平衡机摆架对转子系统高阶临界转速影响较大。

由于在建模过程中将该高速动平衡机的摆架简化为单自由度结构,且其动力特性系数掌握的不是十分准确,因此计算的高阶临界转速与实测存在一定的误差。

虽然高阶临界转速值存在一定误差,但各阶临界转速对应的振型可指导转子平衡时加重平面的合理选择,再结合常规的影响系数法对转子实施动平衡,可以避免依据振型节点进行加重时由于灵敏度不高而导致加重不合理现象。

3.转子的高速动平衡试验

3.1 平衡设备


高速动平衡试验设备为德国 SCHENCK 公司的DH90 型支撑摆架,此摆架设计平衡转子最大吨位为50t,最高转速为 4320r/min,完全能够满足此类型转子的动平衡要求。工艺要求考核标准为瓦振,瓦振要求为: Vc≤2.8mm/s; Vb≤1.2mm/s。

3.2 转子高速动平衡试验及分析


按照以往平衡50Hz汽轮机机组高中压转子平衡经验,只需在转子前后两个平衡面加重即可达到很高的平衡精度。因此一开始选择转子前后两个平衡面加重,运用影响系数法进行平衡,在进行了大约20次平衡后,平衡效果仍然不理想,振动值一直很大,不能满足客户的要求。显然,采用以前平衡50Hz机组只在转子前后两个平面加重的方法已不能平衡这类60Hz转子。

图7和图8分别为平衡过程中的两次启机过程 BODE图,其中实线为轴承 1 处轴瓦的振动烈度,虚线为轴承 2 处轴瓦的振动烈度。

从这两个图中可以看出,转子系统的一阶临界转速为1610r/min 左右,二阶临界转速为3400r/min,三阶临界转速为3800r/min,与计算值十分接近。在图7中二阶临界转速下振动峰值表现的并不是十分明显,原因是平衡过程中将二阶不平衡控制的很小,而且三阶不平衡量相对较大,所以在该图中二阶表现不明显,三阶较明显。

某60Hz汽轮机转子高速动平衡试验研究的图6

基于对实测图形和计算振型的比较和分析,首先采用模态法平衡掉转子的一阶不平衡量,选择在转子中间加重平面进行配重,平衡转子系统的一阶不平衡形式。

某60Hz汽轮机转子高速动平衡试验研究的图7

由于从实测的转子 BODE 图上可以看到,转子本身的二阶不平衡量非常小,因此,在平衡过程中决定不做二阶不平衡形式的平衡,而直接进行三阶平衡,选择对三阶加重响应比较敏感的转子中间和两端的三个平面同时加重。加重的同时不破坏一、二阶振型。

最终在转子前后和中间三个平面加重分别为 545g、357g 和1084g。从表 1 中数据可知,配重后转子在临界转速点和工作转速下的振动值均达到了非常理想的水平。

某60Hz汽轮机转子高速动平衡试验研究的图8

4. 结 论

本文基于中小型汽轮机高中压转子高速动平衡试验过程中遇到的问题,提出了模态分析与影响系数相结合的平衡方法,根据转子系统不平衡形式,合理选择配重平面,首先平衡一阶,如果二阶不平衡量比较小,可以不予考虑,直接进行三阶平衡,最终将转子的各阶都平衡到一个非常理想的水平,而且启停机次数大大减少,节约了平衡费用。

60Hz 转子的平衡对于国内各制造厂来说都是一个全新的尝试,特别是在平衡方法上,因为没有相关的经验可供参考,因此只能通过在实践中不断的摸索和总结,希望本文能为国内中小型60Hz汽轮机机组转子高速动平衡提供技术参考和经验借鉴。

注:本文来源于《热力透平》,发表于2013年第2期,第42卷,作者为李立波,宾光富,分别来自哈尔滨汽轮机厂有限责任公司,北京化工大学。在此一并表示感谢。由于文章内容较丰富,节选部分刊载。

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