大型核电汽轮机推力轴承油膜失稳振动研究

针对某些机型核电汽轮机出现轴向振动与径向振动耦合的现象,采用大型核电汽轮发电机组推力轴承可倾瓦块模型,对运行中油膜失稳引起的自激振动进行了机理分析。通过建立转子轴向运动方程,对某650 MW核电机组启机过程中推力轴承载荷进行了测量,计算得出不同轴向载荷和推力轴承间隙比条件下的油膜刚度和阻尼,并分析了推力轴承油膜失稳引起的转子轴向自激振动的频率特点。结果表明:轴向载荷、转速和油膜阻尼是引起推力轴承可倾瓦块轴向自激振动的主要因素;减小推力轴承间隙和增大润滑油压可以抑制转子轴向自激振动。     

不同载荷状态下可倾瓦轴承低频振动分析与比较

针对大型旋转机械可倾瓦轴承低频振动问题,通过联合求解轴承润滑和瓦块动力学方程,采用数值仿真方法分析了可倾瓦轴承瓦块的颤振现象,结合汽轮发电机组上发生的2种类型失稳故障实例,分析了油膜失稳和瓦块颤振2种故障振动特征.结果表明:油膜失稳和瓦块颤振都有可能导致可倾瓦轴承出现低频振动,这2种故障模式下所出现的失稳现象很相似,频率均为低频,幅值均随转速的升高而增大,很容易混淆;可倾瓦轴承轻载时容易出现油膜失稳故障,重载时容易出现瓦块颤振现象;油膜失稳时转轴振动和轴承振动较大,瓦块颤振时转轴振动较小而瓦块振动较大.     

可倾瓦轴承制造工艺研究

可倾瓦轴承以它特有的良好的抗失稳能力,已广泛应用于大型汽轮机发电机组上,对保证机组轴系稳定性特别是解决大型汽轮机组高中压转子振动问题起到了很好的作用,但可倾瓦轴承技术要求高,制造工艺复杂。文章总结了我厂及国外典型可倾瓦轴承的制造工艺技术,并对一些现场安装中出现的问题进行了分析。     

可倾瓦推力轴承不稳定性研究

和径向可倾瓦轴承类似，蒙受轴向载荷的可倾瓦推力轴承的刚度与阻尼系数强烈地依靠于外界扰动频率。通过对一简单可倾瓦推力轴承轴向动特性系数解析解的讨论表明，由于上述频率的影响，在一定条件下动态油膜力有可能产生轴向负阻尼，这在讨论系统轴向瞬态过程或稳定性问题时是应当引起注意的。     

某台燃机啮合过程中可倾瓦突发振动的诊断与治理

某台燃气轮发电机与汽轮机啮合过程中经常会出现突变振动。振动一旦突发,幅值经常超过500μm,导致机组无法安全运行。振动突发后出现了很大幅值的半频分量。分析表明,轴承油膜涡动是导致振动的主要原因。通过调整轴承标高和减少轴承顶隙,消除了机组不稳定振动。需要指出的是,出现振动的轴承是可倾瓦,这是目前人们所公认的稳定性较高的轴承,但是实际运行中依然出现了失稳振动。对导致该现象的原因进行了分析。指出可倾瓦故障状态下,轴颈中心位置会发生较大的水平偏移,从而影响轴承稳定性。     

超超临界1000MW机组油膜涡动故障分析和处理

某电厂国产超超临界1 000MW汽轮发电机组在调试启动中发生强烈的低频油膜涡动故障,油膜涡动发生在中压3、4号可倾瓦轴承。通过对振动特征和安装数据的分析,判断机组增加顶轴油管等因素导致轴承自位能力和稳定性降低是引起油膜涡动的主要原因。通过修改顶轴油管道布置,并对4号轴承标高和顶隙进行调整,消除了机组油膜涡动故障。     

半山1号燃气机组油膜涡动和油膜振荡分析及处理

对9F单轴式燃机发生在可倾瓦轴承上的油膜涡动和油膜振荡进行了介绍、分析和诊断。给出了引起汽机高中压转子油膜振荡的定性原因分析,提出了增大油孔、减少轴承宽度的处理措施,油膜振荡故障得到消除。     

汽轮机推力轴承故障原因分析与处理

推力轴承作为汽轮机的关键部件,其作用在于固定转子与汽缸之间的轴向相对位置并承受剩余轴向推力。由于球面加工质量、现场装配误差和轴瓦套受力变形等原因,轴瓦体与轴瓦套球面常出现球面卡塞并使球面自位能力失效的问题。文章对某电厂600 MW火电机组推力轴承瓦温偏高的故障进行了详尽的分析,结果表明轴承球面自位能力失效是瓦温偏高的最终原因,并给出了处理及预防此类故障的措施和建议。     

某国产50MW机组增容改造后轴系异常振动的故障诊断及治理

针对某国产50MW机组增容改造为60MW机组后轴系中1号瓦、2号瓦、4号瓦轴承异常振动的机理研究与分析，提出了该机组汽轮机轴承异常振动的原因是由于油膜轴承存在半速涡动，它是自激振动，而发电机转子4号轴承振动是由于发电机转子存在较大的不平衡量，它是强迫振动，针对轴系中存在的两种不同性质的振动提出了处理解决的途径，实践证明本文的分析及处理方法是行之有效的。     

汶川地震对运行中汽轮发电机组振动影响分析

收集整理了5．12汶川大地震对震中1000km范围内21台正常运行中的汽轮发电机组轴系振动的影响,涉及机组单台容量从125MW-600MW。强烈地震波对汽轮机的低压部分及发电机振动影响较大,对汽轮机高、中压部分振动影响相对较小,尤其是对可倾瓦轴承支承的高、中压转子更小。椭圆瓦轴承支承的转子在润滑油膜承载中心线方向振动相对变化较小,承载中心线的垂直方向振动变化较大。当机组原始振动偏大及距震中较近时还存在明显的动静碰撞摩擦。     

200MW汽轮机低压转子-轴承系统的非线性动力学分析

采用数值计算方法对实际大型转子-轴承系统的非线性动力学特性进行了研究，计算结果能与现场的运行经验很好地吻合。用有限元法建立了200Mw汽轮机低压转子-轴承系统的非线性振动微分方程。采用Newmark逐步积分法对转子在升、降速过程中的振动响应进行了数值仿真，得到了转子发生油膜失稳的转速和油膜振荡的“惯性迟滞”现象。对转子的重力和不平衡量对系统的油膜涡动和油膜振荡的影响进行了计算和分析。计算得到了转子的振动随转子的偏心距、轴承的长径比、间隙比、润滑油粘度的变化规律，分析结果为定量和定性分析该类机组转子-轴承系统的稳定性提供了参考依据。图15表1参7     

9FA燃气轮机可倾瓦油膜涡动故障分析与处理

某9FA燃气轮机#3可倾瓦轴承振动突然增大造成机组跳闸,振动突增以25Hz低频分量为主,诊断为油膜涡动故障。造成油膜涡动故障的原因为燃气轮机透平间少量烟气泄漏造成透平间温度异常升高,将#1轴承抬高,使相邻的#3轴承负载减轻,诱发油膜涡动。制定了有效的处理措施,解决了油膜涡动问题,为该类故障处理提供了参考。     

汽轮机轴承标高变化引起振动异常原因分析及处理

针对某330MW汽轮机大修启动后电气试验期间2号轴承振动爬升、停机过程中高压转子临界转速大幅降低、停机后2号轴承轴径晃度严重超标故障,通过对机组电气试验期间和汽轮机启、停机过程中的振动特征以及运行参数的分析,判断中压缸膨胀异常造成3号轴承抬高,引起2号轴承支撑脱空是故障的主要原因。通过调整2号、3号轴承标高对支撑脱空进行补偿,消除了支撑脱空故障,汽轮机启动、带负荷过程中各轴承振动正常,在不同负荷下推力瓦温度在合格范围内,为类似问题的处理提供了借鉴。     

线性与非线性油膜力模型下转子振动稳定性对比研究

滑动轴承的油膜力直接影响转子振动的稳定性,首次对大型多自由度转子系统在线性和非线性油膜力作用下的振动稳定性进行了对比分析。针对200Mw汽轮机低压转子一轴承系统,采用数值计算方法分别模拟了转子在非线性油膜力和传统的8个刚度和阻尼系数表示的线性油膜力模型下,转子升速过程中发生油膜失稳的典型特征。通过比较分析得出考虑油膜力的非线性特性后转子发生油膜振荡的转速提前。因此为保证大型转子-轴承系统的安全稳定运行,有必要在传统线性理论设计的基础上,引入非线性油膜力形式对系统的稳定性作进一步的计算校验。     

300MW汽轮机组几种异常振动现象及其原因分析

在现场试验研究的基础上，根据国产300MW汽轮机组的结构特点，分析了该型机组产生的几种特有的异常振动现象：低压转子支承刚度低引起的不稳定振动，轴承动态标高变化引起的1号轴承低频振动．高中压转子振动爬升。汽缸中心位置动态偏移引起的摩擦振动，某一特定流量指令下的高压转子不稳定振动。本文并分析了300MW汽轮机组产生异常振动的原因。     

汽轮机半频振动的试验研究

结合对几台汽轮机轴承上出现的半频振动的处理实践分析了蒸汽力引起半频振动的机理，提出了λω分量是转子－轴承系统的一个固有频率，亦称这为油膜涡动模态。汽轮机轴承上发生的半频振动有相当一部分是蒸汽切向分力诱发了油膜涡动模态的结果。这种提法与传统的看法有所不同。     

某型机组低压转子油膜涡动的分析与处理

某型机组在高负荷时汽轮机低压转子发生了突发性振动现象,降低负荷振动缓慢降低,之后振动瞬间消失,振动持续了十几分钟;在中间负荷变润滑油温度试验过程中再次发生了类似突发性振动故障。振动频谱分析表明,故障轴承主频率是0.376×的低频分量,结合振动特性、机组结构特点、轴承钨金温度、油膜压力和降速过程轴心位置变化,诊断为油膜涡动。在轴承检查无异常的情况下,采取了增加轴承载荷的治理措施,消除了该机组的低频振动故障。     

200MW等级机组轴振动波动异常分析与治理

就200MW等级机组2号瓦(推力联合轴承)轴振动波动问题,通过对测试数据、轴心轨迹、频谱图的分析,结合对轴瓦的安装及各种运行参数的分析,得出发生振动波动异常故障的原因为2号瓦轴承裕度不足,在气流扰动下发生了油膜涡动导致机组轴系失稳的结论。并基于此给出了治理方案,对2号轴承进行全面检修,提高了轴承标高以增大其承载能力。检修后试运机组轴系稳定,振动水平达优良值,取得了良好的检修效果,该故障的诊断及检修方法为发生振动波动异常现象的其它同级别机组的故障诊断和处理提供了很好的参考和借鉴。     

核电常规岛给水泵CAP1400转子动力学分析

针对常规岛给水泵CAP1400可倾瓦滑动轴承-转子系统安全、平稳运行问题,利用有限元QZ算法计算不同支撑工况下的临界转速。首先设计五瓦可倾瓦轴承,计算了轴承的油膜厚度、刚度和阻尼等非线性动力参数;其次,建立轴承-转子系统模型,采用油膜的特性数据求解可倾瓦轴承-转子系统在刚性支撑、弹性支撑以及"湿态"支撑工况下的临界转速;最后,对给水泵进行联机试验,采集不同流量工况下轴承不同方位的振动值。结果表明:可倾瓦轴承的油膜厚度在0.04-0.05 mm之间,刚度随着转速的增大而增大,而阻尼反之;刚性支撑下的临界转速大于弹性支撑,而"湿态"工况下水膜刚度的增加使得一阶临界转速在8 100-8 777 r/min之间,远大于实际运行速度;试验测得轴承垂直、水平和轴向上振动值与振动速度均满足国家标准。临界转速的计算与试验结果为CAP1400常规岛给水泵可倾瓦轴承-转子系统安全平稳地运行提供了设计依据。     

某660MW超超临界机组1~#轴承轴瓦突发性低频振动故障分析与处理

介绍某660MW超超临界机组1~#轴承轴瓦突发性低频振动现象、特征以及处理措施。从振动现象、振动频谱以及轴瓦温度变化等方面分析了1~#轴承轴振异常的原因,判断造成低频振动故障的主要原因是油膜失稳。通过3个阶段的检修处理,有效提高了轴承稳定性,彻底解决了低频振动故障。