轴系故障

轴系故障（精选八篇）

轴系故障篇1

轴系对中不良是引发轴系故障的重要原因,文献[1]、[2]认为轴系对中特性是除振动特性以外对轴系工作可靠性影响最大的一项内在因素。因此,选择轴系不对中故障进行研究具有十分重要的意义。本文拟运用ANSYS仿真软件,以转子故障实验平台为对象建立有限元模型,并对轴系不对中故障进行动力学分析。

1分析对象

仿真研究以实验室现有的旋转机械故障实验平台为对象,对旋转轴系建立有限元模型。实验平台结构如图1所示,该轴系由电机、转子(1根轴和2个圆盘)、1个联轴器和2个支撑轴承组成。将电机视为有2个轴承支撑的一段轴。那么该建模对象可以看作是由联轴器联接的两段轴,一段轴由2个滚动轴承支撑,一段轴为电机的转轴,由2个轴承支撑。

2有限元建模

2.1 定义单元类型

采用Beam188三维有效应变梁单元来模拟,它为两节点线性梁单元,每个节点具有3个平动自由度、3个转动自由度和1个表示扭曲量的自由度。不同截面处可以分别设置相应的半径。轴上的圆盘采用集中质量单元来模拟,可以设置圆盘的质量和转动惯量。滚动轴承支撑用X方向(水平方向)和Y方向(垂直方向)上的线弹性单元来模拟,可以设置相应的刚度和阻尼。

2.2 设置材料参数

根据实验平台各部件的性能参数,轴系的材料属性设为:弹性模量E=2.1×1011 Pa,泊松比为μ=0.3,材料密度为ρ=7 850 kg/m3,滚动轴承Y方向上的刚度为Ky=200×106 N/m,阻尼为Cy=1 500 N·s/m,X方向上刚度为Kx=120×106 N/m,阻尼为Cx=1 000 N·s/m。

2.3 创建几何模型

先创建关键点,再创建直线,然后进行单元和网格的划分来生成该轴系的有限元模型。平均划分各单元尺寸,共生成了76个节点和68个单元。

2.4 施加约束

根据实际情况,滚动轴承支撑处在水平和垂直方向施加弹性约束,电动机处的支撑由于刚度相对很大,采用刚性约束。由于有止推轴承的作用,因此施加沿轴向的约束。

以轴向为Z轴,垂直方向为Y轴,水平方向为X轴,建立的有限元模型如图2所示。

3动力学分析

3.1 模态求解及振型

模态分析可以确定结构的固有频率和临界转速,因此,在进行轴系的瞬态动力学分析前,先进行模态分析,以避免在瞬态动力分析加载及后面的实验研究时发生共振,影响分析的结果。

由于低阶固有频率对振动的影响要远远大于高阶频率,且ANSYS模态分析中计算的阶数越高,其误差也越大,因此本文中求出前10阶的固有频率,根据临界转速n与固有频率f的关系n=60f,计算出各频率对应的临界转速,如表1所示。

考虑到轴系实际的运行情况,主要在转速为3 000 r/min的范围内运行,因此以下讨论前4阶的振型,如图3所示。

从图3中可以发现:第1阶振型的有限元网格发生了扭转,是扭转振型;第2阶振型在XZ平面上发生了弯曲变形,各节点主要在X方向上存在位移,是XZ平面内的弯曲振型;第3阶振型在YZ平面上发生了弯曲变形,各节点主要在Y方向上存在位移,是YZ平面内的弯曲振型;第4阶振型的有限元网格发生了扭转,各节点主要在绕Z的转向上存在位移,是扭转振型。

3.2 瞬态动力学分析

在对不对中故障进行仿真时,通过施加不对中激振力来进行轴系的瞬态动力学分析,研究其故障振动的特征,其关键在于不对中故障的激振力如何求出。可运用模态扩展理论及挠曲线分析方法[3],求解故障的周期等效力的大小及位置。

设无故障时,轴系的振动位移为r0(t),存在不对中故障时的振动位移为r(t),产生的剩余振动量为Δr(t),有:

Δr(t)=r(t)-r0(t) 。 (1)

undefined。 (2)

undefined。 (3)

则根据转子的动力学模型有:

其中:M为质量矩阵;D为转子轴承阻尼和陀螺力矩;K为刚度矩阵;ΔF(t)为力矩阵。

实际系统中,通过传感器测量少数几个测点的振动量,设测得点的振动量为undefined,测点剩余振动量undefined所有节点剩余振动量ΔrM(t)的关系为:

undefined。 (5)

其中:C为一常矩阵。

一般情况下,轴系的工作转速在前几阶临界转速范围内,高阶振型对转子系统运动的影响比较小,因此可通过系统前k阶振型及测得点的振动位移来推测其他各点的振动位移,此方法即为模态扩展法。设系统前k阶的振型为,则有:

各节点剩余振动量undefined为:

其中:Q为一常矩阵。

由此可求得等效力undefined:

当故障力为周期力时,可将周期力P(t)分解为j个谐波分量,如式(9)所示:

undefined。 (9)

其中:Ai、ωi、φi分别为第i个谐波分量的幅值、角频率和相位,ωi一般为工作频率的倍数或分数。

根据谐波分量作用的位置不同,系统的挠曲线也明显不同的特点来确定不对中故障力的位置。

理论分析可知:轴系不对中的故障力为周期力,且可分为1倍转频和2倍转频的谐波分量。则在ANSYS仿真时,设定轴的转速为n=25 r/s(ω=157.1 rad/s),轴系不对中故障力分解在X方向上的谐波分量为Fx=100sinωt+150sin2ωt,Y方向上的谐波分量为Fy=100cosωt+150cos2ωt。对轴系进行瞬态动力学分析,计算出受力节点在Y方向的位移随时间变化的曲线见图4,进行傅里叶变换后的位移频谱图见图5。

从图4位移振动的时域波形就可看出存在2倍转频的分量,通过图5中可以清楚地看出振动频率有1倍频和2倍频,这就是不对中故障的振动特征,其结果与理论分析相吻合。

4结语

首先根据分析对象建立了有限元模型,然后对轴系进行了模态分析和瞬态动力学分析。在ANSYS中,通过施加故障产生的激振力来模拟轴不对中故障,得出其频谱图中表现为1倍频和3倍频的特征。仿真结论与理论分析相符合,表明了仿真模型的正确性。

参考文献

[1]Bantham I,Filcek P.Marine engineering failureinvestigation[J].Transactions of Intenatinal MarineEng,1997,107(5):257-268.

[2]许运秀,洪铃.6艘成品油船轴系故障分析与对策[J].船舶工程,1998(4):28-35.

轴系故障篇2

【关键词】水轮发电机轴系；稳定性好；故障

因为现阶段我国大力发展水电事业，因此各大水电厂都在增加机组投入，但是因为设计制造、运行等方面存在着一定的缺陷，而且由于机组设备容量越来越大，尺寸也明显增大，这就使得各个部件之间的刚度明显削弱，所以机组运行时常发生故障，综合多种故障分析，水轮发电机组最容易发生故障的部位就是轴系系统，本文也正是以此为重点对其研究。

一、水轮发电机组稳定运行的基本要求

第一，水轮发电机组在安装期间，安装人员要保证机组中心准确无误，必须保证几组每一个固定部件都保持在相同的垂线上，换言之就是在公差范围内的同心，尤其是要注意旋转中心以及机组中心两者相互重合，确保几组中每一个部位之间存在的缝隙以及气隙都始终处于均匀的状态，这样就可以最大程度的降低水轮机水力干扰，也不会对发电机电气造成任何的干扰。第二，水轮发电机组轴线调整时，工作人员要对盘车进行严格计算，同时保证定位机组中的旋转中心要在指定的位置不会出现任何的差错，同时工作人员要保证轴系运行过程中，摆度值以及方法都要确定好，以此保证轴系运行的垂直度达到要求，直线度符合标准。

第三，所选的轴线质量必须达到标准要求，这样才能够从根本上保证旋转体质量合乎要求。正常情况下，机组轴系运行过程中，既要与旋转体保持同心，还要与导轴承保持同心，因此导轴承的轴线质量也必须达到要求标准。

二、水轮发电机机组轴系运行故障及其解决措施

水轮发电机组稳定运行的前提条件概括起来主要有两点，一点是机组运行先天条件要达到技術标准，比如机组选型要正确，设备设计必须满足安全可靠的要求，整个工艺要非常先进，可以避免轴系运行故障，安装水平要高等；另一点是机组运行后天条件要满足于技术标准，比如设备状态要进行实时监测，运行维护管理要与机组运行状态相适应。这两个条件必须同时具备，除了几类重大故障，其他类型的故障都是由于上述两个条件不满足要求而引起。因为机组运行故障分析具有一定的困难性，而且层次分明，所以在对故障进行预测分析时，分析人员必须预先对故障类型加以了解，明确故障机理，由此正确判断故障以及相应的性质，这样才可以采取针对性的措施。

1、机组轴系运行故障

1.1机组轴系与导轴承故障

1.1.1导轴承故障。这主要表现在三方面：第一，轴承间隙不均匀，如间隙未能正确调整，轴线发生明显偏移，径向负荷存在着严重的不均匀情况；第二，支持部件受到了明显损坏，如抗顶螺栓压塌无法正常使用，铬缸垫破损影响使用；第三，轴承瓦面出现了明显破损，如疲劳老化情况比较严重，润滑效果不佳，油质污染严重，水质量未能达到要求，轴电压受到了非常大的影响。1.1.2机组轴系故障。该类故障主要表现在很多方面，其中比较重要的有如下几点：第一，轴线弯曲，卡环厚度不平均，主轴出现了明显的弯曲，机组运转中心未能得到对中；第二，转动部件出现出现了不平衡问题，如转子质量以及主轴质量不平衡等；第三，机组不对中，如轴系水平未能进行良好的调整，轴承间隙并不平均等；第四，旋转部件相互之间碰磨，如转动与固定部件由于空隙不平均出现了碰磨的情况，设备部件某些方面存在着缺陷。

1.2机组轴系统运行故障

1.2.1水轮机及过流部件故障。这主要表现在三方面：第一，水轮机故障，如转轮质量未能达到技术标准，导叶轮叶开口大小不一，转轮叶片时常发生振动，转轮出现了磨损以及空蚀的问题；第二，主封以及迷宫环出现了故障，如主封无法正常发挥功能，迷宫环受到严重损坏，轴系出现了偏心的问题；第三，尾水振动故障，如空隙磨损比较严重，引水系统出现了比较严重共振问题。1.2.2推力轴承运行故障。该故障类型有很多，其中比较典型的有如下几种：第一，油膜厚度故障，如轴电压突然上升，轴瓦明显变形；机组难以稳定运行等；第二，支撑结构故障，如运行负荷未能保持平均状态，压板出现了变形；第三，润滑油故障，比如油性指标受到了非常明显的破坏，污染程度比较大，浓度也遭受了破坏。

2、解决对策

第一，积极预防。水电厂工作人员要在水轮发电机组正式运行之前，要对进行建模实验，以此保证轴系运行过程中所产生的动力效应符合要求；另外，要正确选型，科学合理的进行结构设计；构建机组故障模型，以此确保机组性能符合要求，特别是规模比较大的机组，必须预先构建故障模型。第二，做好监测与诊断工作。工作人员首先要对机组运行设备状态加以监测，以此能够随时了解机组运行是否处于正常状态；工作人员要对设备故障进行预测，并作出正确的判断，尤其是对潜在故障定要在第一时间做出判断，这样才能避免问题的出现；领导者要对设备维修进行相应的指导，并依据设备状态作出正确的决策。第三，采用及时恰当的处理方式。及时处理，适时处理，有效处理是对机组运行设备故障性质、原因、程度和部位采取相应措施来控制、消除故障重现，发展及减振的具体实施处理方式。对那些影响较大，危害严重突发故障，应及时停机处理，使之达到符合运行标准有效处理结果：对那些异常问题，可改变运行条件，采取相应措施，能缓冲机组设备的危害性或事故扩展艾延，可以借设备检修期间进行适时、有效处理；对那些设备缺陷、潜伏性的事故苗头或故障，应在机组设备检测或在线监测的基础上，预测分析故障原因、趋势、发展，采取适时、有效处理方式。同时还应根据设备的具体故障类型，采取相应的对策进行有效的处理。

三、结语

综上所述，可知水轮发电机轴系运行稳定能够基本保证水轮机发电机安全稳定运行，因此对轴系运行过程中容易出现各类故障进行分析研究有着非常大的现实意义。工作人员要对机组轴系运行非常熟悉，尤其是要对其轴系统之间保持的关系进行了解，懂得机组轴系运行可能出现的各类问题，这样对制定预防方案以及实施监测有着参考作用。

参考文献

[1]曾维才.洪江水电厂水轮发电机组结构简述[A].《水电站机电技术》2013年增刊[C]. 2013

轴系故障篇3

特征向量提取方法有:在频域内分析的基于频谱分析的快速傅里叶变换[1]以及在时频域内分析的短时傅里叶变换[2]、小波变换[3]和小波包变换等[4]。但在频域内分析,由于分辨率太低不适合处理非平稳信号;而在时频域内分析的短时傅里叶变换和小波变换处理又会损失高频段内的信号所包含的信息。

模式判别方法的选取也是故障诊断的关键因素。人工神经网络在解决复杂非线性问题的应用研究中取得了大量成果,但由于人工神经网络广泛存在过学习、欠学习特别是需要超大量的训练样子等缺点,使其在船舶轴系扭振检测小样本事件的应用受到限制。小波包变换可将高频信号分解使能量损失减少,而小波包Shannon熵可简化小波包变换后庞大数据。支持向量机[5](SVM)基于结构风险最小化原理来提高泛化能力,能够较好地处理小样本事件。因此,本文通过小波包Shannon熵[6]特征向量提取与DAGSVM故障判别相结合的方法对轴系扭振故障进行诊断。

1 特征向量提取算法

小波包Shannon熵[7]就是将经小波包分解和重构得到的各频段信号进行单频段叠加且能反映单个频段能量大小的信息量。小波包Shannon特征向量提取的步骤如下:

(1)小波包分解和重构

小波包分解算法如下:

式中,dl为频带函数,dk为小波包基,ak、bk为小波包分解共轭滤波器的系数。

小波包重构算法:

式中,hk、gk为小波包重构共轭滤波器系数。

(2)求分解各频带信号的Shannon熵

根据小波包Shannon熵原理,令Elj(j=0,1,…,2n-1)表示小波包分解的第l层第j个结点处的Shannon熵值,则有:

式中,dl(j,2n)为小波包分解系数,x为数据采样点个数。

(3)对能量进行归一化构造特征向量

定义信号的全部能量为:则归一化后的某频段相对小波包能量为:相对小波包特征向量P(Pl0,Pl1,…,Pl(2n-1))作为多类向量机的输入向量。

2 基于DAGSVM分类模式算法

2.1 二叉决策树支持向量机(DAGSVM)多类分类判别方法

基本的SVM算法[8]是针对两类的分类问题,在解决故障诊断等多值分类问题时,需要在两类分类问题基础上建立多个支持向量机。目前处理多类问题主要有三种算法[5]:1对多算法、1对1算法和二叉决策树算法。有关参考文献[9]对三种方法作了详细的比较研究,指出:1对1算法和二叉决策树算法DAGSVM更适用于实际工程,且DAGSVM的决策速度比1对1算法快得多。因此本文采用DAGSVM算法来处理轴系扭振故障问题。

DAGSVM算法:假设轴系扭振有k种模式,首先构造一个二叉树(DAG),则树的每个叶结点对应一种故障,每个度为二的非叶结点对应一个子SVM分类器。这样决策树共有2k-1个结点,叶结点的个数为k,子SVM分类器个数为k-1个。一个基于船舶轴系扭振的四类DAGSVM故障分类器结构如图1所示。

2.2 DAGSVM算法提升

虽然采用DAGSVM诊断能够达到较满意的结果,但用DAGSVM进行分类需要调节相关参数(主要是惩罚参数和核函数参数)才能达到更理想的预测分类准确率。因此,进行参数优化是DAGSVM准确分类的关键。

交叉验证法[11](Cross Validation)也被称为旋转估计,其主要目的是进行预测,通过在设定的参数范围内,改变参数的数值来评估预测建立的模型在实际应用中的准确率。利用交叉验证可使样本得到充分的利用,达到有效解决小样本事件的要求。交叉验证法可以分为三种[12]:Hold-Out Method、K-CV(K-fold Cross Validation)、LOO-CV(Leave-One-Out Cross Validation)。交叉验证法在与SVM结合实际应用时,通过K-CV方法寻优是为最有效的方法[10]。

采用K-CV[11]方法寻找最佳参数的方法如下:将处理好的特征数据分成K组,使每个子集数据分别做一次验证集,同时其余的K-1组子集数据作为训练集,这样将得到K个模型,用这K个模型最终的验证集的分类准确率的平均数作为此K-CV分类器的性能指标。K-CV法可以有效地避免过学习以及欠学习状态的发生,最后得到的结果具有较强的说服力。

2.3 DAGSVM分类模式流程模型

在特征向量提取的基础上,通过建立的故障分类模型DAGSVM,对预测测试集进行分类,其算法流程如图2所示。

3 试验分析

3.1 试验系统组成

根据船舶轴系扭振故障类型,设计船舶轴系扭振模拟试验系统,其系统由试验台架和控制采集部分组成。试验台架部分主要由船舶柴油机、变速箱、中间轴、艉轴、凸缘联轴器、三叶螺旋桨、水箱以及传感器等组成;控制采集部分由控制箱、数据采集卡、放大器、A/D转换、串行通信设备以及计算机等组成。系统结构如图3所示。

3.2 小波包Shannon熵提取

在柴油机转速为550 rpm、螺旋浆水位为55 cm水位的情况下进行实验,并利用参考文献[13]的测试信号采集原理对试验台信号进行采集。根据小波包Shannon熵算法提取特征向量:

(1)利用Matlab中小波包工具箱,选用Db1小波包对试验信号进行三层小波包分解,将信号平均地分解到8个频段上,并对每个频段上分解的信号进行重构。

(2)通过Matlab中Shannon函数提取重构后的各频段信号的Shannon熵能量值,这样就构成一个23=8维的Shannon熵能量值。

(3)在Matlab中对第(2)步中能量进行归一化,得到较精确的特征向量。

图4为四种模式下经小波包变换后的Shannon熵能量柱状图。从图中可以看出,正常状态下,各段能量比较平缓,起伏不大。当处于故障模式时,各段能量发生急剧变化。表明利用小波包变换提取的Shannon熵值能够明显体现各个模式下能量特征,由此来作为DGSVM的特征向量可以有效地区分各种模式,提高诊断准确率。

3.3 DAGSVM故障诊断

按照DAGSVM的方法进行故障诊断如下:

(1)利用K-CV方法寻优

K-CV算法的参数设置如下:惩罚参数c的变化范围(取以2为底的幂指数后)为[-2,2],其步长取为0.5;选择RBF核函数,其参数g的变化范围(取以2为底的幂指数后)为[6,9],其步长大小取为0.5;交叉验证法的参数v(即给测试集分为几部分进行交叉验证)为3,最高分类准确率的步长取为2。寻找最优参数结果如图5所示。

(2)利用DGSVM进行训练预测

对如下四种模式进行训练预测:(1)正常状态;(2)轴系不对中状态;(3)转子偏心状态;(4)打滑状态。选每种模式中前4个样本数据作为训练集,其余作为测试集。将第(1)步中所得最佳参数c、g的值代入支持向量机中进行训练预测,其结果如图6所示。

从图中可知,通过利用K-CV方法获得最佳参数后,再经过DGSVM进行分类预测,实际分类与预测分类相一致,说明K-CV法提升DGSVM诊断准确度是有效的。

基于模拟故障下的船舶轴系扭振研究篇4

一、实验装置

如图1所示, 实验平台结构仿照舟甬线客轮的推进系统结构设计, 主要包括动力激振、扭矩传递、负载调节、实验台基础。

1.动力激振。选用型号为Z170F的小型柴油机外接减速比为5:1的06型船用齿轮箱为动力激振源, 通过油门杆调节进油量大小, 使轴系转速稳定在200～500r/min。

2.扭矩传递。轴系总长1.2m左右, 轴径25mm, 分为中间轴和艉轴, 长度比为13:7, 轴系扭振主要体现在中间轴上。

3.负载调节。采用刚性的凸缘联轴器和法兰连接各器件, 艉轴的输出端连接水箱中的三叶螺旋桨, 利用调节水面高度的方法来调节负载。

4.实验台基础。实验平台安装在底部装有自制避振弹簧的基础平台上, 通过避振弹簧上的螺钉联锁装置调节基础平台的振动状态, 以模拟船舶航行中的机舱振动状态。

二、测试过程

1.计算轴系扭振程度。在中间轴两端测点安装一对测速齿轮, 采用30等分矩形齿, 与透射式光电传感器构成非接触扭振双通道测量系统, 当测速齿轮运转时, 传感器输出的光电脉冲频率与轴的转速成正比。光电传感器输出振动信号经放大整形成矩形脉冲, 进入与门;而时基信号由晶体振荡器发出, 经分频电路后得到低频脉冲信号进入与门。两路信号相遇后, 通过软件控制, 采集卡中的计数器计算出一个光电脉冲中的时基脉冲数。根据扭振理论

式中, φ—扭角, n—转速变化分量, ΔF—光电脉冲频率变化分量, Z—光电齿轮盘齿数。通过软件分析光电脉冲的频率变化情况, 就可以计算出轴系的扭振程度。

2.采集数据。扭振信号通过信号处理箱送入数据采集卡, 通过软件进行两个通道的同步采集, 每采集到21s数据后暂停工作, 然后对采集到的数据每隔10ms进行插值, 即确定采用频率为100Hz, 每个通道取2 048个采样点。

3.获取数据频谱分布。采样后的转速-时间的波动谱, 经数字滤波后对其做快速傅立叶变换 (FFT) 和小波变换, 选择db2小波对通道1和通道2的两路扭角差进行7层小波分解, 把每层的重构信号进行维数为64的相空间重构, 提取多分辨率奇异谱即可获取其频谱分布特征。通过综合分析和对比不同尺度空间之间的熵值, 得到信号局部特征的分布差异和变化, 并以此作为故障的特征向量输入到多类支持向量机进行故障识别。

三、故障模拟实验

调节柴油机转速大小, 将改变激振力大小和激振频率;调节水箱水位高低, 将改变负载的大小。模拟试验中, 柴油机转速从200～500r/m, 每50r/m一档;水箱水位为50～550mm, 每100mm一段;通过逐档逐段改变柴油机转速和水箱水位高度进行故障试验, 利用信号分析和故障诊断软件系统做扭振特性分析和诊断。

1.轴承磨损。在中间轴右端轴承支座上下联接处加入垫片, 使支座与轴承产生0.5mm的配合间隙, 图2为在室温、底座无振动、55cm水位、500r/m转速时, 中间轴轴承磨损时的频谱图, 最大扭角为0.054度, 可以看出, 工频幅值明显增大, 其他频段幅值减小, 这部分频幅变化是由产生的惯性力所引起横向振动与扭转振动的耦合造成。图3为在室温、底座无振动、55cm水位、500r/m转速下, 实验平台正常工作与偏心和磨损故障时的轴系扭振频谱变化情况。从图中可以看出, 磨损故障将明显改变轴系的激振力大小和激振频率, 使系统双结振动的主简谐次数和激振能量分布发生变化, 其中, 1倍频的幅值变化最为明显, 2倍频的幅值也有比较大的变化。

2.齿轮箱打滑。拨动齿轮箱调节螺母, 使它的法兰端面向着摩擦片方向松开2格, 稍微增大调节螺母与法兰端面的间隙, 使齿轮箱打滑。在室温、底座无振动时控制柴油机转速为1 750r/m, 轴系转速在300r/m上下快速波动, 任意选取两张不同时刻频谱图, 如图4 (a) 、 (b) 所示。从图中可以看到扭角变化较大, 波动从-0.039094～0.038531 o变为0.086034～0.078763o, 频谱中工频幅值变化较大, 中低频信号分布较杂乱, 28Hz频段上幅值明显。

轴系故障篇5

汽轮发电机组是电厂中最关键的设备[1], 由于其具有的结构复杂性和环境特殊性, 造成机组的故障率较高, 且故障危害性很大。国外汽轮机组的制造和运行均达到了较高水平, 机组轴系稳定性好, 整机动力特性优良, 性能稳定;而我国由于设备生产加工工期短、运行操作不当以及对振动限值要求更高等方面的因素, 仍有部分机组存在轴系振动问题[2,3]。所以汽轮发电机组的稳定运行, 是我国电力行业在今后相当长的时间里要解决的一个关键问题[4]。导致汽轮发电机组轴系振动的因素是多方面的, 为了彻底解决此问题, 需要通过现场试验观察和系统的总结分析, 找出机组轴系振动的原因, 并得出处理方法[5]。

1 汽轮机发电机组简介

阜新发电有限责任公司4号机组由哈尔滨汽轮机厂制造的C300/N350-16.7/538/538/0.8型汽轮机和哈尔滨电机厂制造的QFSN—350-2型氢冷发电机组成, 该机组轴系由高中压转子、低压转子和发电机转子组成, 各转子之间为刚性联轴器联接, 在轴系上有六处支承瓦轴, 编号1#~6# (由汽轮机至发电机) 。机组2007年10月21日投入运行。在一次停机过程中汽轮发电机组发生了轴系振动故障, 本文对该故障的分析、诊断和处理进行了介绍。

1.1 备用停机振动

9月28日, 机组在停机过程中发生汽轮发电机组轴系振动, 并呈周期性波动, 开始#5、#6瓦相对轴承振动发生变化情况最直接表象为#5、#6瓦1X振动周期性地交替变化, #5瓦相对轴承振动较大, 且#5瓦相对轴承振动幅值和相位均不固定。#5瓦相对轴承振动在30~200μm范围内变动, 轴承振动亦在20~60μm内范围内变动。各轴瓦的2X、1/2X幅值均不大且稳定。

经对发电机接地碳刷进行更换、滑环碳刷进行清扫检查和#5、#6瓦检修处理, 再次启动汽轮机。在机组2 400 r/min暖机时, #5瓦X方向轴向振幅为125μm, 调整发电机底角螺栓后振动下降到120μm, 机组定速后#5轴承振动60μm;再次调整地角螺栓, #5瓦轴承振动34μm, 相对轴承振动80μm。机组启动定速3 000 r/min和负荷19.9 MW时, 轴系各瓦相对轴承振动情况如表1所示。

机组并网后振动未发生明显波动, 机组带50 MW运行5 h后, #5、#6瓦相对轴承振动幅值和相位又呈正弦交替波动, 随着负荷增加, #5瓦X方向急剧上升至249μm、Y方向208μm、轴承振动52μm (就地实测58μm) , 降负荷后降至150μm。

单位:μm

1.2 运行期间振动

(1) 10月5日—10月11日期间, 机组#5瓦、#6瓦振动一直呈比较稳定的准正弦变化, 周期约100 min左右, 幅值在40~140μm之间波动, 如图1所示。

(2) 10月11日以后呈不规律变化, 虽然也呈正弦波动, 但曲线升降相对剧烈, 5X向相对轴承振动最大为200μm, 最小至63μm, 周期呈不规律变化, 如图2所示。

(3) 11月14日, 机组负荷289 MW, #5瓦X向相对轴承振动达到250μm, 当负荷减至257 MW时, 机组相对轴承振动值达保护动作值, 机组跳闸。在机组惰走中, #5瓦X向相对轴承振动达265μm, 轴承振动达102μm。随后, 振动减弱。在转速达1 225 r/min (发电机临界区) 时, #5瓦、#6轴承振动再次上升, 其中#6瓦轴承振动达113μm, 与发电机临界合拍。恢复转速定速, 发电机并网后, 在机组带负荷初期 (195 MW内) , 机组振动情况较好, 如图3所示。随着机组负荷的增加, 振动再次呈波形。#5X向相对轴承振动最高值达324μm, 最小34μm, 如图4所示。#5瓦轴承振动最高达60μm。再次启动后振动幅值在50~170μm间波动, 如图5所示。11月21日, 随机组运行, 振动再次呈波形, #5X向相对轴承振动最大176μm, 最小108μm, 如图6所示。

2 试验调整

2.1 无功

在考察无功对振动影响的试验过程中, 为了防止振动突然增加, 选择了振动下降时间区。试验时有功保持不变, 只调整无功, 具体数据如表2所示。无功调整速度较快, 各点时间间隔2~3 min, 在调整无功过程中, 连续监督振动值, 无明显波形, 曲线正常下降。

单位:μm

2.2 氢温

在氢温影响振动的试验中, 通过冷却水温度来调节进出口风温。试验过程中内冷水温度42.5℃, 冷却水温度下降较慢, 每组数据间隔为10~15 min。从表3试验数据可以看出, 随着入口氢温的改变, 振动无明显变化。

2.3 润滑油温

润滑油温度分别为38℃、40℃及42℃, 对比三种工况 (按每种工况16 h统计) 下机组振动变化:油温为38℃时, 波动周期较长一些, 幅值变化不大。

2.4 密封油温

密封油温受冷却水量及自身油量的影响, 未进行大幅调整, 无明显变化。

2.5 加、减负荷速率

按2~4 MW/min速率调整负荷, 机组运行中加、减负荷对振动不产生影响;当机组振动较大时, 迅速减小负荷 (负荷减小速率超过4 MW/min) , 实际运行效果有时较为明显, 能够影响振动增强速度和振动幅值。但增大负荷, 有时也能影响振动增强速度和振动幅值。

2.6 供热蝶阀调整

机组进入供热期后, 由于环境温度的影响, 部分时段需要投入低压蝶阀。初期蝶阀开关40%~100%时, 对振动未产生影响, 仅有一次蝶阀关至43%左右时, 振动增大, 随即退出抽汽, 减小负荷至175 MW, 振动降低, 此后未再投入抽汽。

3 原因分析和诊断

3.1 振动故障特征

(1) #5瓦相对轴承振动1X变化随意, 相位和振幅均不固定。#5瓦2X稳定且振幅较小, 为18μm, 其他高倍频和半倍频几乎没有。

(2) #6瓦相对轴承振动X向与#5瓦X向交替变化, 但振幅不大。

(3) #5瓦轴承振动随相对轴承振动的增加而增加。

3.2 调整试验结果

(1) 通过上述的调整和观察, 改变运行工况对振动的影响均不明显, 仍然呈周期性变化。

(2) 从机组空负荷及发电机增减励磁情况来看, 未发现振动异常。

(3) 从机组负荷变化曲线来看, 机组振动未随负荷变化而产生变化。

(4) 调整负荷、无功、励磁电流、氢温、密封油温、润滑油温等均对未振动产生影响。

3.3 振动故障诊断

(1) #5瓦相对轴承振动大, #6瓦相对轴承振动与之交替变化, 判断是由发电机侧转子的原因引起的振动。

(2) 振动分量主要是#5瓦X向的基频 (1X) , 没有其他倍频分量, 且相位及振幅是稳定的, 故可排除转子质量失衡、中心不好、原始弯曲、部件脱落等情况。

(3) 振动与负荷、励磁电流均无关, 故可排除不对称电磁力原因。

(4) 振幅和相位有时呈周期性变化, 可以判断出发电机转子存在旋转性热不平衡。

3.4 旋转性热不平衡的特点和原因

3.4.1 旋转性热不平衡的特点

旋转性热不平衡引起的振动幅值和相位会发生周期性变化, 即振幅由大到小, 再逐渐增大, 并且重复此变化过程。相位的变化决定于旋转性热不平衡产生的振动幅值, 当旋转性热不平衡与转子原始不平衡在同一位置时, 呈现的振动为最大;相反, 当旋转性热不平衡与转子原始不平衡方向相反时, 呈现的振动为最小。

3.4.2 造成旋转性热不平衡的原因

引起旋转性不平衡的原因有转轴与密封材料 (塑料、毛毡) 、滑环与碳刷、轴颈与轴瓦、发电机密封瓦与转轴之间的摩擦, 这些都将使转子产生定量热弯曲, 其弯曲方向将呈周期变化。当静止部件与转子间接发生摩擦时, 由于这些零件与转轴之间装有传热不良的绝缘层或轴颈与轴瓦之间存在油膜, 转子热弯曲方向的变化周期将显著延长。

4 振动故障的处理

4.1 检查和测量

根据振动故障诊断和旋转性热不平衡原理及产生的原因, 对发电机转子附近部件进行如下检查和测量:

(1) 将#4~#6轴瓦分解并进行各部间隙检查、下瓦检查、油挡检查、汽侧和励侧密封瓦及油挡检查和测量。

(2) 对低压转子与发电机转子的对轮中心进行复测及调整, 测量和检查发电机风扇等部位动静间隙。

(3) 检查分解部件与转子间的摩擦情况。

4.2 检查结果和处理

(1) 对发电机两侧支撑瓦、密封瓦进行分解部件检查, 测量各间隙均正常, 油挡为聚四氟乙烯材质, 未发现与转动部分产生柔性摩擦。

(2) 对#4轴瓦及其轴承箱进行分解检查, 发现外油挡 (发电机侧) 卡死。该油挡为聚烯亚胺树脂零重力油挡, 因靠近发电机接地碳刷, 轴承箱内为微负压, 长期运行时碳刷粉末进入油挡空隙, 使间隙过小, 油挡在油挡卡槽内不能退让活动, 油挡与转子呈柔性摩擦并产生热量, 造成转子局部过热弯曲, 导致相对轴承振动加大, 符合旋转性热不平衡的特征。

(3) 将#4轴瓦油挡恢复铜齿油挡, 启机后振动恢复正常。

5 结语

根据#5瓦相对轴承振动大, #6瓦相对轴承振动与之交替, 可以判断是由发电机侧转子的原因引起的振动, 而振幅和相位有时呈周期性变化, 可以知道发电机转子存在旋转性热不平衡。根据振动故障诊断和旋转性热不平衡原理及产生的原因, 对发电机转子附近部件进行检查和测量, 在对#4轴瓦及其轴承箱进行分解检查时, 发现外油挡 (发电机侧) 卡死。由于油挡与转子呈柔性摩擦并产生热量, 造成转子局部过热弯曲, 导致相对轴承振动加大。最后, 将#4轴瓦油挡恢复铜齿油挡, 启机后振动恢复正常。

通过对此350 MW汽轮发电机组轴系振动故障的现场观察、数据处理、试验调整、原因诊断分析, 得出结论并进行处理的过程, 为解决汽轮发电机组轴系振动故障问题提供了一种值得借鉴的方法。

参考文献

[1]曹峰.汽轮机振动故障诊断技术探讨及应用[J].电力职业技术学刊, 2009 (2) :10-14.

[2]张学延, 史建良, 李德勇.国产600 MW汽轮发电机组振动问题分析及治理[J].热力发电, 2009 (9) :1-9.

[3]张学延, 史建良.国产300 MW机组振动问题分析及治理[J].汽轮机技术, 2006 (4) :301-303.

[4]肖爱民.汽轮发电机组振动分析和故障诊断技术研究[D].沈阳:东北大学, 2003:2.

轴系断裂的防范措施篇6

对某些事故的原因与责任, 当时的专家调查组已有定论。而对事故断轴的内在起因、过程、机理, 尽管现今的转子动力学、振动力学、断裂力学等以有的方法和研究结论可以局部的说明, 但对于关键疑点, 至今仍无法从学术和技术角度给出清晰、明确的解释。

更为重要的是, 类似上述的恶性事故至今仍在继续发生。近一二十年来, 日本关西省海南电站600m W机组、美国GE公司900m W机组 (安装在台湾核三电站) 以及其他一些国外大型机组, 也相继发生过类似的断轴事故。

这些屡发的断轴毁机事故以及更多存在的事故苗头, 对目前国内太熟剧增的容量、高参数汽轮机组的安全稳定运行, 构成了严重的威胁。防止和杜绝大型发电成套关键设备毁坏事故的重演, 是一项重要的课题。

对国内外这些事故的分析表明, 事故原因主要有两大类:材质缺陷和振动。从发生是故事机组所处的工况统计, 约有50%以上是在制造厂内试车或进行危急保安器超速试验过程中发生的, 约30%是在启动过程中发生的。

轴系恶性断裂与机组一般的重大事故不同, 它们会带来巨大的经济损失和不利的社会影响。根据现今技术的发展, 可以断言, 这种事故是完全可以防范的。从设计制造方面提高大机组轴系的安全可靠性, 从运行方面强化有效的振动监测手段, 推行严格科学的设备检修管理办法, 这对防止大机组轴系断裂事故是非常有意义的。

1 振动状态监测和检修方面的防范措施

1.1 加强振动状态监测

轴系断裂恶性事故发生的两大原因, 一是振动, 一是材质。从现有的国内外事故发生前后的记录看, 无论哪一种原因, 断轴发生前在振动上都有所反应。这是因为转子部件强度或刚度的恶化要有一定的时间, 轴承瓦盖的松动、联轴器螺栓或瓦盖螺栓的损坏、转轴裂纹的扩展, 都不会在数秒内使转子强度从完全正常的状态发展到极限, 这个发展过程有时会很长。从机组整体来看, 在轴系毁坏后期过程中, 多数部件的破坏可能较快, 但事故前期造成起因的个别关键部件的状况必定有一个缓慢变化的过程。

这里, 叶片的断裂应该排除在外, 它是突发性的, 可以在事先毫无迹象的极短时间内发生。但是, 如果叶片断裂后进一步造成转轴断裂, 这必定需要时间。

转轴材质缺陷造成的轴系断裂事故也是如此。裂纹的产生与扩展同样需要一个时间过程。这种情况对判断机组——转子状态提供了有利的条件。由此, 对大型机组的振动状态监测是保证机组安全, 防止轴系断裂事故发生的一条十分有效的措施。问题的关键是如何从事故发生前的蛛丝马迹中及时准确地做出判断。为此应该具备如下两个基本条件:

1) 完善的监测系统。它应该精确、快速、高效率地提供所需的大量数据;

2) 具有根据振动现象对机组故障和状态进行分析判断的知识和经验。

随着计算机技术的发展, 第一个基本条件已经具备, 现代大型机组配备的振动监测系统有些已经能够满足要求。对于第二个条件, 到目前为止, 尚没有非人工的系统能够实现。

1.2 检查

定期对大轴、大轴内孔、发电机转子护环等部件进行探伤检查, 以防止产生裂纹导致轴系严重损坏事故。

1.3 检修

对于今后的大容量汽轮发电机组, 振动问题越来越重要。不仅在结构上, 在安装和时运方面也必须比以往更加注重振动问题。安装过程中, 必须保证有完善的轴承安装实施措施, 确保轴承的安装与紧固;完善的动平衡措施;对于共振转速和各临界转速, 因该是先明确规定振动的上限和过大振动的应急处理方法。

2 设计阶段对轴系事故的防范原则

从防止大型机组轴系发生断裂的角度出发, 轴系动特性设计要求考虑轴系具有承受突发的大不平衡的能力, 如叶片飞脱和大的扭矩;并且要求保证转子相对刚提的长久对中。

轴系非线性振动的研究结果增加了对大容量汽轮机大不平衡引起的振动的理解, 但尚有许多方面目前还没有涉及到。对将来应进行的研究工作和研究结果的实际应用提出下述建议:

1) 鉴于前面的原因, 建议给予轴承设计与重要性相称的重视;

2) 还应进行同类内容更广泛的研究和分析, 对现在所有的大容量汽轮发电机组上所采用的轴承结构进行评价, 以向电力部门提供用各种现已采用的轴承结构来避免机组发生大不平衡事故的知道方法;

3) 应进行类似的分析来研究新的轴承设计, 以最大限度地避免大不平衡事故, 同事又满足对现有设计有影响的其它实际限制条件。应该检验轴承内部结构细节以及轴承结构的支撑特性;

4) “重载”挤压油膜阻尼器现在引起了广泛的研究兴趣。除了因汽轮机、压气机或风机在运行中丧失叶片的事故而产生大不平衡情况外, 这种阻尼器预期还能保持“潜伏状态”, 大的振动能自动激发这种阻尼器。为了评价挤压油膜阻尼器能否更好地控制汽轮发电机组大不平衡引起的振动, 应该对这种阻尼器进行分析;

5) 在大不平衡紧急故障期间, 应该进行分析和试验确定在轴承丧失其控制大不平衡引起的振动的正常能力以前, 各种轴承结构的承受能力究竟有多大?这对于可倾瓦径向轴承是特别重要的, 因为这种结构视乎最有可能防止这类事故;

6) 在大不平衡状态下, 转子跨距中间位置 (两轴承之间) 的振动可以大到足以引起转动和非转动部件之间的严重冲击和摩擦。在以后的非先行动力学分析中, 应包括这些因素, 以确定严重摩擦和冲击现象对振动水平的影响;

7) 鉴于非线形动力学分析结果具有重要意义, 在实验室试验模型上对这类分析进行试验验证是迫切希望的, 也是很合理的。

3 结论

机组主、辅设备的保护装置必须正常投入, 已有振动监测保护装置的机组, 振动超限跳机保护应投入运行;机组正常运行瓦振、轴振应达到有关标准的优良范围, 并注意监视变化趋势。

不合格的转子禁止使用, 已经过主管部门批准并投入运行的有缺陷的转子应进行技术评定, 根据机组的具体情况、缺陷性质制定运行安全措施, 并报主管部门审批后执行。

参考文献

[1]陆颂元.国产200mW汽轮发电机组振动稳定性[J].电力技术, 1992, 2.

[2]张游祖.两台200mW机组断轴事故分析[D].全国第二届转子动力学学术讨论会论文集, 1989.

[3]防止国产200mW机组轴系断裂事故暂行措施[J].电力建设, 1988 (10) .

实船轴系扭振测量篇7

轴系扭转振动是船舶轴系常见的振动形式之一[1]。当作用在轴上的扭矩发生变化时,轴发生扭振。扭振发生时,轴的应力状态周围性地变化,这会引起轴本身及轴上零件的疲劳,使机器运行的平稳性受到破坏,严重时会使轴发生断裂,造成重大的、甚至是灾难性的事故[2～3]。

扭振已经引起了人们的广泛关注,扭振的分析计算就显得尤为重要。但是在扭振计算中,轴系的激振力矩以及轴系的阻尼参数难以准确确定,大多采用从实践得到的经验公式。各种经验公式都带有近似性和局限性,不能完全正确地适用于各种类型的主机及其轴系装置,显然在实际设计计算过程中,会使扭振计算出现较大偏差[4]。

实际的扭振测试是一项最直接的检查、判断和评价产品设计以及应用配套工作的最重要的手段和方法。同时,它也可用于检验加工、装配过程中,各工序、各部件是否存在缺陷和错误。而通过大量扭振测试,还可以积累经验数据,使原有的理论不断完善,进而指导新的设计。

目前工程中的实用作法是:理论分析和计算结果必须经过实际测试的检验,若两者不相一致,则必须以实测结果来修正理论计算结论。这在各国船级社中己有明文规定:“扭振特性的审查内容应包括理论计算和实测结果,若两者不同,则应以实测结果为准。”[5]

目前实船的扭振测量普遍采用非接触测量法,即利用装在轴上的等分结构,在非接触的传感器中产生脉冲,脉冲的间隔大小反映轴的瞬间角速度大小,对脉冲间隔数据进行处理,即可得到轴的扭振信息。

2 扭振测量原理

利用主机飞轮上的齿轮,或者在被测主机的自由端安装一个齿距均匀的齿轮进行扭振测量。用刚性好的支架将磁电式传感器固定在被测主机的机体上,将传感器与齿轮间的间隙调整在2～3mm左右。非接触式扭振仪基于磁电脉冲原理,工作时,齿轮随轴转动,磁电式传感器感应脉冲信号,通过放大、整形推动单稳电路工作。当轴匀速转动而无扭振时,脉冲重复频率不变,而轴存在扭振时,发出的单稳脉冲信号的重复频率相应变化,经过低通滤波转换成相应的电压变化波形,再通过电容C隔去直流成份,积分后就得到相应于扭振角位移变化的电压波形。

若齿轮的齿数为Z,当轴系平均转速为n时,磁电式传感器感应出的脉冲重复频率为:

设扭振角位移为:

则有:

于是由扭振引起的转速变化为:

因此,当转轴扭振时,磁电传感器上产生的脉冲重复频率为

式中:f1—平均转速下频率恒定分量;f2一扭振引起的频率变化分量

脉冲波推动单稳电路工作后,输出恒幅、恒宽的矩形脉冲,如图所示,脉冲重复频率为f。再通过低通滤波,把矩形脉冲平均,其平均电压值为:

式中:

t0—矩形脉冲持续时间

T—矩形脉冲周期,T(28)1/f

E0—矩形脉冲峰值

于是式(1)可写成

从式(2)中可以看出,电压值同样存在两个分量,一个是平均转速下的直流分量,另一个是由于转轴扭振引起的交变分量。经过电容C滤去直流分量后,得到的电信号为:

通过积分放大器,把信号U(t)积分并放大后,其输出电压为

可以看出,输出电压正好反映了扭振情况。

3 实测应力计算

一般当实测与计算的固有振动频率误差小于±5时,可用实测振幅或应力(扭矩)按计算振型推算系统各处的振幅或应力(扭矩)[4]。

实测的共振频率及振幅可以通过扭振测量得到[5]。

共振频率=共振转速×主谐次

实测应力可通过推算的扭矩求得:

式中:Wp—轴抗扭截面模量

4 扭振许用应力

主推进柴油机曲轴的扭振许用应力应不超过按下式计算所得之值[4]:

持续运转(0(27)r1.0):

瞬时运转(0(27)r08.):

[t](28).20[c]

式中:

[c]—持续运转扭振许用应力,N/mm2;

[t]—瞬时运转扭振许用应力,N/mm2;

d—轴的基本直径,mm;

nc—共振转速,r/min;

ne—额定转速,r/min。

推力轴承、中间轴、螺旋桨轴和尾管轴的扭振许用应力应不超过按下式计算所得之值:

持续运转(0(27)r0.9):

[c](28)CWCKCD(3-2r2)

瞬时运转(0(27)r08.):

式中:

WC—材料系数:CW(28)(Rm(10)160)/18;

Rm—轴材料的抗拉强度,当中间轴采用碳钢和锰钢时,若Rm大于600N/mm2时,取600N/mm2;当中间轴采用合金钢时,若Rm大于800N/mm2时,取800N/mm2;对螺旋桨轴和尾管轴,若Rm大于600N/mm2时,取600N/mm2。

CK—形状系数;

CD—尺度系数。

如轴系振动的振幅或应力或扭矩超过规定的持续运转的许用值,则在这个共振转速nc附近应设“转速禁区”。在此禁区内,机器不应持续运转。

转速禁区的范围为:

5 实船测量与结果分析

某轮为57,000 DWT散货船,主机为MAN B&W 6S50MC-C型低速柴油机,扭矩测量仪为武汉规范所研制的ZDCL-Ⅳ型轴系振动测量分析仪。测点位于主机飞轮端,通过电涡流传感器测量主机飞轮齿轮变化,信号接入ZDCL-Ⅳ型轴系振动测量分析仪,测试数据输入计算机,经过专用软件处理即输出各种频谱数据及频次转速曲线。

轴系扭转振动测量与计算频率对比如表1所示:

由上表比较可知,轴系计算频率与实测频率的相对误差为0.27%,小于5%,根据船级社规范,说明计算所采用的轴系当量参数正确。因此,轴系在I阶6谐次下,曲轴应力、中间轴应力、螺旋桨轴应力可按自由振动的Holzer表进行推算,具体结果如表2所示。

Tc*----许用持续应力,Tt*----许用瞬时应力.

由表2知,在共振时,中间轴和尾轴的应力超过许用持续应力但不超过许用瞬时应力。

根据测量结果,转速禁区应设为57r/min～68r/min。

6 结论

本文介绍了扭振测量的原理、方法及相关规范,以及数据处理的方法,并对一条船进行了实船轴系扭振测量。通过实船测量结果分析,该船舶轴系设计合理,满足规范要求。

参考文献

[1]陈之炎.船舶推进轴系振动[M].上海:上海交通大学出版社,1997.

[2]王棋.内燃机轴系扭振振动[M].大连:大连理工大学出版社,1992.

[3]李震,桂长林,孙军.内燃机曲轴轴系振动分析研究的现状讨论与展望[J].内燃机学报,2002,5.

[4]魏海军.船舶轴系扭振计算中若干问题的研究[J].船舶力学,2006,5.

[5]CCS.钢质海船入级规范[S].2009.

浅谈汽轮发电机组轴系中心篇8

汽轮发电机组是一种较为精密的重型机械,在高温、高压、高转速的条件下工作。转子由于自身重量,转子的中心线不是1条直线,而是曲线,即静挠曲线,1个转子旋转中心线是迥绕它的静挠曲曲线旋转,多个转子连成轴系后,它们理想的旋转轴线应是1条连续、平滑的曲线。在汽轮机组安装中如何进行轴系中心调整?

1 转子扬度的调整

1.1 转子扬度的定义和调整目的

由于转子本身重量,转子水平放置时会产生静挠度f,使转子中心线成为1条曲线(见图1),在两轴端就会形成倾角δ,该倾角在汽轮发电组安装工艺上称为扬度。安装过程中转子扬度一般用合像水平仪在两轴颈处测量,单位为mm/m,并将转子分0°、90°、180°、270°测量,然后取平均值。

假设我们将两转子按水平放置,转子联轴器的端面就不会互相平行,即出现上部张口(见图2),这是不允许的,因此调整转子扬度的目的就是消除上张口,使汽轮机组各转子中心线形成连续曲线。

1.2 转子扬度的调整方法

通常对汽轮机发电机组安装时都要求各转子的中心线在同一垂直平面内形成1条无折点的平滑的连续曲线,机组和制造厂家不一样,该曲线的安置方式都不一样,比如单缸汽轮发电机转子轴系的联接方式就有2种(见图3),双缸汽轮发电机转子轴系的联接方式也有2种(见图4)。为避免某个转子扬度太大,优先选用图3(a)和图4(a)的连接方式。

要想将转子轴系设置成所要求的安置方式,就必须在安装时使转子各个轴承放置的高度位置有所不同,因此我们只有计算出各轴承相对高度位置后方能调整转子扬度。假设我们测出一水平放置时的转子两轴颈的扬度分别为δ1′、δ2′,当使1#轴承扬度为0时,2#轴承扬度应变为δ2=δ1′+δ2′,1#、2#轴承扬度明显不同,它们的高度位置就不一样,2#比1#位置高,相对高度差值X可以通过图5的三角关系算出。

X=L·sinα≈L·tgα=L·δ,

式中,L为两轴承中心距,m;δ为两轴颈的平均扬度,即δ=(δ1+δ2)/2,格,即0.01 mm/m。

算出各轴承之间的相对高度后,我们一般通过轴承座下的垫铁或垫片将水平放置的转子扬度调整至要求,这样既能满足轴系的安置方式,又能保证汽缸和轴承座按照轴系的安置方式形成水平或一定倾角,使转子和静体保持同心。

1.3 轴承座和汽缸扬度的调整

汽缸和轴承座横向水平的测量位置,应在前后轴封洼窝或轴瓦洼窝处,用精密度不低于0.02 mm/m的水平仪测量,必要时用平尺和垫尺配合测量。汽缸与轴承座的横向水平偏差一般不应超过0.20 mm/m;纵向水平以转子根据洼窝找好中心后的轴颈扬度为准[1]。

轴承座横向和纵向水平不当时,将造成轴瓦单边或单侧磨损重,轴瓦钨金局部载荷大,钨金温度高,轴瓦支撑刚度降低,从而引起振动。

2 转子间按联轴器找中心

转子扬度调整完毕后,转子间联接的联轴器2个端面不一定平行又同心,两半联轴器会呈现出端面开口和圆周偏差,转子间按联轴器找中心即是按照厂家的要求将联轴器的端面开口和圆周偏差调整至合格范围内。

联轴器找中心一般在联轴器上架设3块百分表,1块架在联轴器的直径方向,测量联轴器的圆周偏差,另2块架在联轴器的轴向,测量联轴器的端面开口。装上百分表后,沿转子回转方向,自零位起依次回转90°、180°、270°,同时记录每一个位置上3个百分表的读数,根据读数即可算出联轴器的端面开口和圆周偏差。

两联轴器的中心偏差找出后,可根据相似三角形计算出调整量,可通过调整轴瓦下的垫铁(在安装过程中还可以调整轴承座下的垫铁)改变各轴瓦的标高,从而使联轴器的端面开口和圆周偏差达到厂家和相关规范的要求。

3 联轴器连接同心度和平直度

转子的扬度、转子的端面开口和圆周偏差调整合格后,轴系的下一步工作即是两半联轴器连接。转子连接的同心度,可通过比较联轴器绞孔连接前、后联轴器圆周晃度的变化来检测,前、后晃度变化小于0.02 mm则可认为联轴器连接同心。现场对于固定式或半挠性联轴器,轴系连接平直度一般不作检测,而是采用测量联轴器端面瓢偏值方法,间接控制轴系连接平直度,汽轮机联轴器端面的瓢偏应不大于0.02 mm。

当测量发现联轴器连接同心度偏差过大时,则应对联轴器重新进行绞孔连接,绞孔连接方法如下:

a)松开联轴器所有接螺栓,使用4个临时螺栓,临时螺栓直径较螺孔小0.5 mm~1 mm,90°方向各穿1个,稍拧紧即可;

b)盘动转子,测量临时螺栓拧紧后联轴器的晃度,与拧紧前联轴器晃度比较,若晃度变化超过0.02mm,将高点盘至上方,用铜棒轻敲,再复测、调整,直至晃摆值小于0.02 mm。将4个临时螺栓拧紧,再次复测,若增大,则须重新调整;

c)绞孔,每绞完1个孔,按孔径,立即现配连接螺栓,并穿上拧紧,再测量晃摆值,若增大,则须将新配螺栓退出,重新绞孔,直至所有螺孔都绞完,并都配好螺栓,拧紧,其晃度较连接前变化仍小于0.02 mm,联轴器绞孔才算结束[2]。

4 转子扬度联轴器找中心联轴器连接同心度的联系和区别

a)在汽轮机安装过程中,一般只对基准转子(图3中的汽轮机转子和图4中的低压转子)的扬度进行测量和调整,其它转子以联轴器中心为准,轴颈扬度做参考;

b)转子扬度和联轴器中心都是通过调整轴承的标高来实现的,影响的是各轴瓦的载荷分配和静挠曲曲线;

c)轴系连接平直度和同心度,是指连接后轴系中心是否在1条中心线上,即连接后的中心线是否是1条平滑的连续曲线。连接同心度平直度偏差过大,将产生与偏心轮激振原理相似的振动,因此除因转子连接偏心,旋转状态下会产生不平衡离心力外,还因偏心对轴瓦会产生脉冲激振力,引起较大的振动;

d)在实际中,往往关注的是联轴器中心,而忽略连接同心度和平直度,这是不对的。由大量消振经验表明,对于不平衡响应正常的轴系。当2个转子联轴器中心差1 mm之内,端面开口小于0.60 mm,对轴系平衡的影响可忽略[3]。

5 结语

在汽轮机安装检修或者振动处理中,轴系的中心状态对汽轮机的振动有较大的影响,在过程中严格进行扬度、联轴器找中心和连接同心度检测等工作,确保运行时轴系的中心线在同一垂直平面内形成1条无折点的平滑的连续曲线,从而使汽轮发电机组运行时振动不超标。

参考文献