300MW汽轮机轴承座振动分析

300MW 汽轮机轴承座振动分析 山东工业大学　唐委校 摘要　为解决300MW 汽轮发电机组低压端轴瓦振动过大的问题, 对轴承座进行了实验模态分析和 有限元计算, 两者结果基本一致。据得到的固有频率和振型提出了减少振动的措施。 叙词　汽轮机　轴承座　固有频率　模态分析 Abstract　 In o rder to attenuate the vibration of 300MW steam turbo2generato r set′s NO 14 bush , the modal analysis and the fin ite elem en t calculation of the bearing pedestal w ere m ade and show ed in th is paper. T he calculated results co incide basically w ith the ex2 perim en tal ones. A nd som e vibration attenuation m easures are given by using the eigenfre2 quency and mode of vibration obtained. D escr iptors　steam turbogenerato r, bearing pedestal, eigenfrequency, mode of vibra2 tion, modal analysis 1　引言 在多台某种型号的300MW 汽轮发电机组运 行中, 均出现因低压端轴瓦振动过大而严重影响 机组安全运行、造成重大经济损失的现象, 这成 为电力生产中亟待解决的问题。为探讨低压端轴 瓦振动的原因, 全面了解其轴承座的动态参数是 十分重要的。为此, 对轴承座进行了实验模态分 析, 并用有限元法对轴承座进行了振动计算, 据 得到的固有频率和振型, 找出了轴承座结构的薄 弱环节, 并采取了相应措施, 有效地提高了轴承 的抗振性能。 2　有限元计算模型 211　轴承座结构 300MW 汽轮机组低压缸轴承座结构如图1 所示。其外形为一矩形箱体, 低压端轴承安置在一 个圆锥体 (件1) 上, 锥体与箱壁前部端板 (件 2) 焊接在一起, 并由纵向和横向筋板 (件3, 4, 5) 支承。为提高结构刚度, 在轴承座箱体内壁与 机组主轴垂直的平面上设置了一个环形筋板 (件 7) , 取轴承座箱体及相关的各加强筋板为分析对 象, 建立有限元计算模型, 整个机组系统中其余 作者简介: 唐委校, 女, 43岁, 副教授, 山东工业大学 ( 250061) 的部件对轴承座振动的影响, 通过边界条件来实 现。 图 1 11圆锥体　21前部端板　3、4、5、61横向筋板　71环形筋板 212　有限元计算模型 低压端轴承座被视为板、壳拼焊结构, 为保 证计算精度, 计算模型中各板、壳的大小、形状 和位置均与实际结构一致。采用节点、单元自动生 成方法建立的有限元计算模型如图2所示。该模型 共有节点455个, 三角形板元822个。 根据轴承座实际安装情况和微振动特点, 对 计算模型的边界条件作如下处理: 在轴承座箱体 壁板与基础的连接处选取二个节点约束轴承座系 统的刚体位移; 考虑到轴承座箱体沿机组主轴方 向的拉压刚度较大, 箱壁后部端板 (图1中件6) 是 ·93·2000　N o11　　　　　　　　　　　　　　　　　重 型 机 械　　　　　　　　　　　　　　　　　　　 与系统中其它部件的连接界面, 将限制轴承座沿 主轴方向的位移, 为此, 计算模型中约束交界面 图 2 上节点的沿主轴方向的位移; 轴承座箱体下部与 支承底板之间是松动的定位连接, 当机组运行一 段时间后, 温度升高, 底板将约束有关节点的竖 直方向的位移, 因此, 在箱体下部节点上, 约束 其竖直方向的位移。 在振动计算中, 将轴承承担的转子的质量作 为集中质量输入给轴承座的各相应节点, 其大小 按设计说明书给出的数值按正弦分布规律求出。 3　计算结果及分析 311　计算结果 计算得到的前10阶固有频率示于表1, 前10阶 振型示于图3。 表1　固有频率 H z 阶　次 1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 计算值 15185 24134 31102 49103 57190 66141 71143 75130 82147 83193 实验值 15108 21175 32150 43150 56125 67150 71125 - 82150 - 百分误差 5 12 - 415 13 219 - 116 3 0 　　　　注　百分误差= 实验值- 计算值实验值 ×100% 计算值高于实验值的误差为正 312　计算结果分析 轴承座系统的振型比较复杂。一阶振型是以 箱体前部端板 (图1中件2) 为主、带动锥体的振 动。二、三、四阶振型是以支承锥体的横向筋板 (图1中件4、5) 为主的振动。五阶振型以端板和横 向筋板为主的振动。六阶振型是一种不对称的振 型, 一侧振动大, 另一侧振动小。七、八阶振型是 以支承锥体的横向筋板为主的振动。九、十阶振型 以横向筋板和前端板为主的振动。100H z 以下, 轴 承座系统有11阶固有频率, 除1、6、9阶外, 支承 锥体的横向筋板的振动都占主导地位。为提高轴 承座系统的抗振性, 提高横向筋板的刚度是必要 的。 4　实验模态分析 411　模态分析方法 轴承座系统的实验模态分析采用的是频域 法。据测得的激振和响应信号, 经数据处理得到系 统的传递函数, 由此识别出系统的模态参数。 激振: 用力锤敲击轴承座系统, 通过力传感 器测得激振力信号的大小和波形。 响应: 用加速度传感器测量轴承座系统的响 应。为避免响应测量点设在某阶振型的节线上而 丢失该阶振动的信息, 每次响应测量时都设置多 个测点。 412　模态参数 由于轴承座系统结构复杂, 进行模态试验时, 设计了多种工况。工况1是竖直方向激振和响应测 量; 工况2是侧向激振和响应测量; 工况3是轴向 激振和响应测量。综合各工况测得的固有频率列 于表1中。 5　结论 (1) 300MW 汽轮机低压端轴承座的固有频 率计算值与实验值基本相符, 表明建立的计算模 型是合理的, 计算方法与结果是可靠的、正确的。 (2) 该轴承座系统的固有频率比较密集, 100H z 以下有11阶固有频率。其中7和8阶 , 9和10 阶频率值相差很小, 且实验中仅得到一个频率值, 分析认为, 这二阶频率应是重频, 是由结构的对 称性产生的, 由于计算误差使重频率变成了二个 相差很小的错频。 ·04·　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　重 型 机 械　　　　　　　　　　　　　　　 2000　N o11 图 3 　　 (3) 在汽轮机额定转速3000röm in (即50H z) 附近, 有二阶固有频率, 即 f4= 49103H z (实验值 43150H z) , f5= 57190H z (实验值56125H Z) , 这是 机组产生较大振动的重要原因。 (4) 从计算得到的振型看出, 支承圆锥体的 横向筋板, 在多阶振动中都起重要作用, 表明该 筋板支承刚度偏低, 为提高轴承座系统的抗振性, 应提高横向筋板的刚度。 参 考 文 献 1　黄永强　陈树勋1机械振动理论1机械工业出版社, 19961 2　K1J 1巴斯1工程分析中的有限元法1机械工业出版社, 19911 3　李德葆1振动模态分析及其应用1宇航出版社, 19891 (修改稿日期: 1999209206) ·14·2000　N o11　　　　　　　　　　　　　　　　　重 型 机 械