汽轮发电机组动态分析

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[图文]汽轮发电机组动态分析

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汽轮发电机组动态分析

作者：未知文章来源：网上搜集点击数：更新时间：2006-12-1 19:07:43

; 共振通常分为支承系统共振和系统部件共振两种，前者是激振力通过支承系统输入振动系统，当支承系统自振频率与激振力频率符合时而产生的一种共振，例如轴承座某一方向自振动频率与激振力频率相符而产生的共振；后者是振动系统内某一部件自振频率与激振力相符而产生的共振，例如转子临界转速、汽缸、大直径管路、发电机和励磁机静子某一方向自振频率与激振力频率相符而产生的共振；这两种共振使轴承振动增大的机理不同，前者是由于支承刚度降低，在激振力一定时，使振动幅值增大；后者是由于部件共振，即振动惯性力增大并作用于轴承或基础上，这时在支承刚度不变的情况下，由于激振力增大而使其振幅增大。
        2．振动幅值与激振力和支承动刚度的关系
        轴系共振通常与转子质量、结构尺寸、转子刚度、支承条件有着密切的关系。当支承刚度一定时，振动位移是转子不平衡的单值函数。轴承动刚度与其静刚度成正比，而与动态放大系数成反比，即：
        A=P/K_d

式中 K_d—部件动刚度，部件产生单位振幅（位移）所需交变力
         K_c—部件静刚度，部件产生单位位移（变形）所需的静力
        μ—动态放大系数。
       ε—阻尼系数
         P—激振力
         A—振动幅值
         ω—激振力圆频率
       ω_n—振动系统自振圆频率
        所以，在进行机组振动幅值分析时，不仅要考虑激振力的影响还要考虑支承动刚度的响应。
        3．机组动态临界转速变化分析
        (1)理论分析
        双支点多级盘式转子一阶临界转速n_c1的计算公式如下：

式中    d₀—双支点多级盘式转子最大直径，mm
          m—转子质量，kg
            L—两支承点间距，m
          K—系数，当轴的最大直径在中部，轴的直径由中间向两端逐渐减小时，K取7.5；当轴的直径变化较小时，K由7.5向8.1靠近由上式可以看出，当转子质量、直径、响应系数不变，临界转速的平方与两支承点间距成反比。即

        当L降低n_c1增大。
        所以，图3中机组轴系载荷点发生变化后引起临界转速滞后与系统共振频率（11. 511z）产生谐振。
        (2)现场转子临界转速变化的影响分析
        现场影响转子临界转速变化一般性规律是：①弹性支承会使临界转速降低；②转轴回转力矩（发生正进动时）使临界转速升高；③轴向压力，扭矩及阻尼的增加，会不同程度地引起临界转速升高；④组合轴系情况下，各转子的刚度提高，因而它们各自的临界转速较单独存在时高，轴系的临界转速高于单跨转子，且临界转速之间的间隔变小。所以，对图4中的现象可以理解为转子载荷位置变化改变了临界点，组合轴系、轻载荷放大了临界幅值，并且在振动较大时发生了摩擦涡动。
        4．机组动态支承刚度分析
        支承刚度一般是油膜、轴承座和基础刚度的统称，这三部分刚度中，油膜的刚度随运行工况变动大。例如国产中间再热300MW汽轮机组，因环境温度不同，两相邻轴承间相对标高、冷态与热态相差0.5~1.00mm，这就是轴承比压冷态与热态发生较大的变化，从而改变了油膜的刚度和阻尼。若相邻轴承相对标高差过大，会使某一轴承脱空不承力，这不仅能改变转子临界转速值，而且使转子振型也发生变化。由此造成的影响，一是易使转子失稳，发生低频油膜自激振动，二是在平衡加重不合理的转子上，会因振型曲线的改变，而使工频振动发生变化。图1说明该问题的严重性。
        通常，在轴承上检测到的高次谐波主要是由于轴瓦系统共振引起的，因为轴承座及其支承系统的自振频率一般都低于高次谐波共振的最低频

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