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时间:2020-07-05 16:06  编辑:蒲城中心小学

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汽轮发电机组轴承顶部轴向振动超标分析

  摘 要:分析了梅县发电厂#1机组#3轴承顶部轴向振动超标的问题。采用不复测联轴器中心、不拆联轴器、不破坏基础二次灌浆的方法,解决因基础台板螺丝松动引起的轴承振动超标的处理方法。   关键词:轴承;振动;分析;处理

1 设备概况  梅县发电厂#1机机组于1991年3月17日正式移交投产,型式:N50-8.83/535-Ⅱ型(单缸冲动冷凝式),北京汽轮机厂制造。发电机(双水内冷)前轴承(#3轴承,后同)振动于1994年曾出现顶部轴向振动高达0.2~0.22mm,同年4月处理好,一直运行至2001年6月开始顶部轴向振动再次超标,因机组发电任务较重且振动在0.04~0.06mm波动,所以一直运行至2002年10月振动加剧才利用小修进行处理。该机组#3轴承的基础台板紧固螺丝在轴承座的底部,如要加紧基础台板螺丝得将轴承座移出,露出台板螺丝后才能进行松动处理。2 存在问题及分析  2002年10月开始#3轴承振动逐渐增大超标,特别是轴向振动增大较多,测量位置如图1,处理前振动情况如表1;根据测量情况可发现测点15即轴承顶部轴向振动高达0.089mm;轴承座各中分面测点的振动差值不大,而轴承座台板测点12和7分别与水泥基础测点11和8的差值高达0.012mm,均大于0.005mm,轴向振动由下至上各测点18、17、14、16、15振动值逐渐增大;据此判断是台板与基础连接不良,其原因可能是二次灌浆不充实、垫铁走动或垫铁接触不良或台板与基础之间连接螺丝松脱等,造成轴承连接刚度不够而引起轴承振动。在运行中曾试用外力支撑加强轴承刚度,发现轴向振动值降低明显;与以上分析吻合。

3 处理方法及记录  (1)在#1机停盘车并做好安全措施后开始工作,解体轴承前在盘车箱端面装磁力表架,在轴颈顶部及左、右侧各装设一个千分表,以监测在轴抬高、下沉及左右移动量,在整个检修过程中不碰到千分表确保读数准确,轴承解体时准确测量#3瓦各部紧力、间隙,并作好详细记录,作为复装时的依据。  (2)用框式水平仪测量#3瓦处轴颈扬度,以供复装时参考。  (3)#3轴承座中分面前端面作标记,并测出标记处距盘车箱中分面处距离A和B(如图2)以供复装时参考,确保轴承座的前后位置不变。

  (4)大轴顶起0.45mm并垫牢,取出下瓦、瓦枕及两端油档,#3轴承座中分面左右内边作标记并测出与大轴距离(用深度游标卡尺反量读数a、b、c、d)如图3,以供复装时参考,确保轴承座的位置左右不变,并拆开#3轴承侧的发电机端盖及转子冷却水回水室支座。

  (5)松开轴承座紧固螺丝,将轴承座吊移到发电机端盖支座处,空出台板及工作场地,取出轴承座下的三张大垫片0.35mm、0.40mm、1.50mm及2块小垫片(阴影部份)如图4,用手提砂轮机打磨台板紧固螺丝的防松焊点,然后在台板的四角各安装一只千分表,进行加紧螺丝测得台板下沉值如图5,然后重新点焊螺丝防松,将轴承座放回原处并稍加紧螺丝(在原有垫片暂不放入),用塞尺测取轴承底与台板之间隙值(如图6阴影部分),根据图4、5、6数值分析,研究决定将下沉值最大处原0.05mm的垫片换成0.10mm的垫片,其它垫片按原有进行复装。   (6)复装时按解体时记录数据调整装复。

  ①复装轴承座,按原测量的数据,调整轴承座与盘车箱和大轴的距离,紧好轴承座螺栓后测得各数据应与拆前相同。  ②复装下瓦枕、下瓦及两端油档,放下大轴测得瓦侧隙接近拆前数据,并应注意拆前在盘车箱端面装设的千分表读数基本保持不变,监测轴下沉及轴左右移动量,确保轴系与拆前相同。放下大轴后轴顶千分表测得大轴下沉0.03mm,下瓦底球面垫铁未受力时有0.08mm的间隙,两侧垫铁0.02mm塞尺塞不进,综合考虑下垫铁间隙及轴下沉值,决定在下垫铁内加0.03mm垫片,复装后大轴表值下沉0.01mm。  (7)其它工作按正常复装工序进行。4 结束语  (1)我厂#1机及#2机的#3轴承(均是50MW机组),#1机组分别于1994年4月和2002年10月用相同方法处理#3轴承振动问题,#2机组于2003年1月也通过上述方法处理,本厂#1、#2机3次都是用此方法处理#3轴承顶部轴向振动问题,运行至今各轴承振动状况良好。  (2)实践证明,采用不复测联轴器中心、不拆联轴器、不破坏基础二次灌浆的方法,处理轴承座台板螺丝松动而引起的振动问题是可行的,用此方法处理具有工期短(机组停盘车后实际施工约3天时间)、费用低、简单易行的优点。施工中只要尽量处理好并维持大轴原来的中心状态,避免因中心改变而引起其它振动源。

江西电力职工大学学报

50MW机组3号轴承振动处理   摘要:详细分析了某电厂50MW机组3号轴承振动的原因,并介绍了其振动处理过程以及处理过程中遇到的一些问题,指出机组的振动主要是由于质量不平衡、3000r/min存在共振以及发电机存在较大的热变形引起的。   关键词:50MW机组;振动;原因;处理

   某电厂50MW机组是由原东德贝曼-保西工厂于1962年生产的50MW凝汽式汽轮发电机组,机组轴系结构简图见图1所示。

   该机组于2002年进行大修,大修期间更换了发电机转子线圈,2002年7月底大修后开机由于3号轴承振动较大而使机组不能升速至3000r/min,当时对其进行了现场高速动平衡,动平衡结果为在带负荷观察期间3号轴承的振动在合格的范围内运行。在运行了约一个月之后,该机组于2002年9月初又出现了3号轴承振动较大以至于不能升速到3000r/min的情况,于是又对其进行了处理。进入2003年3月,由于电气方面的原因机组在3000r/min下空转了较长时间也未能并网,机组来回几次升降速后3号轴承振动出现较大的现象,以至最后由于3号轴承的振动较大而使机组无法带负荷,于是又对3号轴承的振动进行了处理。1 原始振动情况   大修后机组于2002年7月29日第一次开机,当机组升速至2750r/min时,3号轴承振动已达129μm,考虑到是大修后第一次开机,机组可能存在摩擦和膨胀不畅,于是决定停机后重新暖机升速。第二次开机当转速升至2750r/min时,3号轴承振动更大达到了140μm,第二次开机过程机组的原始振动见表1。

 

2 振动原因分析   通过对两次开机过程3号轴承振动的瀑布图(见图2所示)分析,可以看出机组的振动属于普通强迫振动。在排除了轴承座连接刚度方面的原因后,可以认为3号轴承振动过大的原因是由于发电机转子上存在质量不平衡引起的。

   通过对机组3号轴承和4号轴承振动的分析,发现机组存在比较明显的二阶振动;同时对3号轴承的振动波德图(见图3)分析,可以看出机组在接近3000r/min时轴承的振动存在一个急剧增加过程,故机组在接近3000r/min时存在共振现象。

   由于3号轴承在3000r/min左右存在共振区域,即使转子本身的不平衡量不大,由于共振的放大作用,机组也可能产生较大的振动,在这种情况之下,轴承振动对转子的质量不平衡特别敏感,如果转子的不平衡量较大,则机组的振动可能会异常大,这就是3号轴承振动较大的根本原因。

3 振动处理过程   针对上面的情况,如果采取对症下药的方法,则应该改变发电机的二阶临界转速,使其远离发电机的工作转速,但这显然不是一件容易的事情。于是决定从减小发电机转子质量不平衡量方面入手。   通过对机组原始振动的分析,可以看到3号轴承的振动比2号轴承和4号轴承的振动明显大得多,所以可以认为转子的质量不平衡主要来自于发电机靠3号轴承侧,所以决定在发电机转子上靠3号轴承侧的平衡槽内进行加重。   现场高速动平衡试验过程2、3和4号轴承的振动数据见表2。

   机组第一次升速到2750r/min时3号轴承的振动已接近150μm(见表2中序号1),只能降速停机,停机打开发电机人孔门后发现平衡槽内原有加重已经有1kg左右,于是决定先取下一些平衡块后再开机。取下一部分原有加重后3号轴承的振动在机组转速到2750r/min时为30μm左右,到3000r/min时仍达到了130μm(见表2中序号2)。由于在3000r/min时机组的振动还比较大,于是进行加重处理,在加重503g∠280°(文中试加重角度均以鉴相器为准逆转向计算)后3号轴承的振动在合格范围内(见表2中序号3),当天交由电气进行试验。第二天机组重新开机,到3000r/min时3号轴承的振动较前一天大(见表2中序号4),接近60μm,为了观察轴承振动的变化情况,机组在3000r/min空转情况运行近两小时,3号轴承的振动变化到接近80μm,而且相位也有较大变化,变化过程见图4,可见振动的变化较大,所以可以肯定发电机受热后存在较大的变形。

   由于3号轴承的振动仍然较大,而且发电机存在热变形,于是再次对试加重进行调整,调整试加重后机组的振动见表2中序号5,从表中可见3号轴承的振动在机组刚到3000r/min时较小,带负荷后振动逐渐增大,最后接近90μm,不得不再次停机对试加重进行调整。此次试加重带负荷过程3号轴承振动变化趋势见图5所示,从图中可以清晰地看见轴承振动的变化过程,进而再次证明了发电机存在热变形现象。

   根据上述情况,如果3号轴承在3000r/min空转时振动较小,由于发电机热变形会使振动变到一个较大的值;针对此现象,根据3号轴承振动的变化趋势,如果机组在3000r/min空转时事先给予一个与其振动变化趋势相反的振动,那么机组带负荷后振动就会逐渐变小,由于机组不可能在3000r/min长时间空转,所以空转时振动大一些是可以接受的,只要能够保证机组带负荷期间振动在合格范围内就可以了。   根据上述思路,于是决定再次调整试加重,本次试加重为503g∠215°,试加重后的效果见表2中序号6,正如事先预见的一样,在3000r/min时3号轴承振动较大,带负荷后振动逐渐变小。3号轴承振动在整个带负荷过程的变化趋势见图6所示,可见机组的振动情况良好,试验过程到此为止。

 

4 结论   通过上面对该机组振动原因的分析及实施动平衡试验过程来看,认为该机组3号轴承振动较大的原因是由以下三方面相互作用而引起:   1)机组在3000r/min左右存在一个共振区,任何较小的质量不平衡都可能引起较大的振动。   2)发电机转子本身存在一定质量的不平衡量,在共振区域下运行将产生较大的振动。   3)发电机转子受热后质量分布发生改变,这将引起机组带负荷后振动变化。

CC12-4.9/1.27/0.294型汽轮机组振动特点及消除

   摘 要:利用矢量分析和影响系数法对发电机转子进行一阶动平衡,消除转子过临界振动;对机组突发性振动的成因进行了频谱分析,确认油膜振荡的振动特征并加以消除。   关键词:振动;动平衡;油膜振荡

1问题的提出   某热电厂#21机组为哈汽宏大电站设备技术开发公司生产的CC12-4.9/1.27/0.294型单轴单缸双抽凝汽式汽轮发电机组,于1997年建成投产。   2001年7月25日晚#21机组冲车后并网投入运行。7月26日21:24,带有功负荷11MW正常运行时振动突然增大,#2瓦垂直振动60μm,#3瓦垂直振动达160μm,被迫打闸停机。   揭#2瓦后发现轴颈发蓝,但轴瓦乌金并未研磨损坏,简单刮瓦处理后恢复。7月28日16:00冲车并网,各瓦振动无异常。29日10:30带有功负荷12MW,振动再次突然增大,#1瓦垂直振动52μm,#2瓦垂直振动100μm,#3瓦垂直振动160μm,#4瓦垂直振动31μm,打闸停机。29日下午再次冲车,当转速升至2900r/min时振动增大,#2瓦垂直振动100μm,#3瓦垂直振动140μm,#4瓦垂直振动80μm,降速停机后检查发现发电机风挡有明显摩擦痕迹。2振动分析   由于#21机组2次突发性振动均发生在带负荷20h左右的时间段内,振动发生前无任何先兆,瞬间振动加剧,#2、#3瓦垂直振动均超过100μm。振动特征符合以下几种激振情况:动静摩擦;部件松动;油膜振荡。   虽然在最后一次冲车后发现发电机风挡下方有碰摩痕迹,但由于该机冲车及带负荷时振动正常,而带负荷运行约20h后,机组轴系热膨胀也已达到稳定值,不存在引起动静碰摩的异常因素,所以说碰摩只是突发性振动造成的一个现象,而不是激发振动的原因。   若是固定部件如配重块松脱,则会破坏原有平衡状况,激发振动。   而油膜振荡通常发生在机组的启动升速过程中,有时在机组超速试验或带负荷过程发生。当油膜振荡发生时,由于其振动频率与转子第一临界转速接近,从而发生共振,转子会突然产生强烈的振荡,通常振幅在100~300μm,对机组安全运行威胁很大。根据电厂提供的轴瓦数据,#3瓦为圆筒瓦,长度200mm,轴颈直径200mm,长颈比为1∶1;#3瓦顶隙40μm,为2‰轴颈,侧隙在15~20μm之间,微呈立椭圆,稳定性相对较差。   综上所述,首先重点检查发电机转子上有无活动或松动部件;其次在机组启动和运行时进行振动监测和频谱分析,确认是否有低频振动成分和油膜振荡现象。3振动处理3.1发电机转子一阶动平衡处理   电厂对发电机进行了检查,未见转子上有松动部件。于是采用美国本特利公司生产的208DAIU多通道振动数据采集分析系统对机组启动及运行实时采集振动数据,实施振动监测分析。2001年8月8日11:45,#21机组冲车,振动数据见表1。

   根据上述数据可以看出,基频振动是激发振动的主要因素,属普通强迫振动。由于发电机转子的临界转速值在1300r/min左右(电厂提供),可见发电机转子存在较大一阶不平衡。引起发电机转子一阶不平衡的因素有以下几种:转子不平衡;转子弯曲;转子中心不正;动静摩擦。   观察#3、#4轴承在本次升速及惰走过程的振动波德图可知,其升速曲线和惰走曲线完全重合,可以排除摩擦振动。于是决定在发电机转子上试加重以测取它的不平衡量。   试加重:#3轴承侧300g∠50°;#4轴承侧237g∠60°。启动后测得振动数据如表2所示。

   根据上述数据,在1160r/min时振动值达到最大,到1180r/min时振动开始下降,可见发电机转子临界转速已降至1160r/min附近。   按照谐分量法和影响系数法进行计算,得出发电机转子总不平衡量约2kg。由于此前发电机解体检查未发现异常,所以为查明振动原因,厂方决定复查转子中心并揭缸检查。   经检查,汽轮机转子无损伤无异常。对轮中心复查结果如下:发电机转子低90μm,偏南50 μm,上张口25μm,北张口30μm,发电机转子偏低。由于正常运行中#2轴承负载偏大,决定抬高发电机转子。在#3、#4轴承下方加垫重找中心后数据如下:发电机转子高25μm,偏南30μm,下张口50μm,北张口30μm。   8月14日20:30,#21机组启动,数据见表3。

 由于重找中心后振动未有明显变化,因此判定发电机转子存在不平衡或弯曲,决定通过动平衡来消除发电机转子一阶不平衡。   加重:#3轴承侧690g∠120°;#4轴承侧690g∠120°。加重后测得数据见表4。

   为进一步降低过临界振动,调整加重方案。调整后方案:#3轴承侧750g∠145°,#4轴承侧750g∠145°。再次启动,测得数据见表5。

   #21机组轴系升速过临界及额定转速下振动均符合振动标准要求,至此发电机转子一阶动平衡结束。3.2油膜振荡处理   8月16日16:00,该机带有功负荷13MW,振动数据见表6。

   8月18日#21机组在额定负荷下正常运行突发振动,数据见表7。

   根据频谱分析(见图1),#3轴承的低频振动是突发振动的主要原因,其频率值为20Hz,刚好和发电机转子的临界转速相一致,因此可以判定为油膜振荡。油膜振荡属于自激振动,是转轴轴径在油膜力作用下产生的涡动运动。要消除和防止油膜振荡,通常是通过改瓦来增大轴颈在轴承内的偏心率,其主要措施有:   a.加大比压,可通过调整轴承标高改变轴承负载,也可以减小轴瓦长径比。   b.降低润滑油粘度,可提高进油温度来实现。   c.减小轴承顶部间隙。   d.增加上瓦乌金工作面积。   e.刮大轴瓦两侧间隙。   f.换用稳定性更好的轴承,如将圆筒瓦换成椭圆瓦或可倾瓦。

   根据现场测得的数据,#3轴承处轴径为200mm,轴承顶部间隙0.4mm,两侧间隙分别为0.17mm和0.2mm,轴瓦微呈立椭圆。通常检修规程要求,球面圆筒瓦的顶隙在1.5‰~2‰,结合#21机组的实际情况,选择减小轴承顶部间隙来消除油膜振荡,这是在较短时间内消除油膜振荡的有效方法,因此采取磨削#3轴承上瓦中分面,使其顶部间隙降至0.3mm,即1.5‰轴径。   处理后8月22日上午冲车并网,振动稳定。16:55再次出现突发性振动,见表8。

   与上次突发性振动相比,#2、#3轴承振幅明显降低,在4.5MW有功负荷下稳定一段时间后,油膜振荡自行消失。这表明减小#3轴承顶隙后对油膜振荡起到了较强的抑制作用,对于消除油膜振荡是非常有效的。   根据相关资料,球面圆筒瓦的顶隙控制在1‰~1.5‰轴径,可有效抑制自激振动。由于减小#3轴承顶隙后未见轴瓦温度升高,表明轴瓦间隙还有一定的裕度,因而决定将#3轴承顶隙进一步减小至1.2‰轴径。   8月24日21:40冲车并网,带有功负荷12MW时振动见表9。

   #3轴承水平振动超标。对发电机转子需进行二阶动平衡。3.3发电机转子二阶动平衡处理   加重方案:#3轴承侧130g∠155°,#4轴承侧130g∠335°。   加重后启动,带有功负荷12MW时测得数据见表10。

   各轴瓦振动均符合振动标准要求,未见突发性振动,处理效果比较明显。4结论   #21机组的振动特征是比较有代表性的,在振动处理的过程中,既有一阶动平衡处理、二阶动平衡处理,还有自激振动中最为典型的油膜振荡处理,这其中油膜振荡的危害性最大。在正常运行中由于产生油膜振荡,导致振动突然增大,不仅不能进行正常的生产发电,还造成了发电机风挡磨损,破坏了发电机转子的一阶平衡,威胁到机组的安全运行。因此,在今后的检修过程中一定要注重轴瓦相关参数的变化,保证检修质量,防止油膜振荡的再次出现。

武钢自备电厂1号汽轮机消除振动超标的方法介绍

摘 要 简要说明了东方汽轮机厂D29-1型200MW汽轮机结构,从制造及安装的角度介绍了消除振动超标的4种方法。关键词 汽轮机 振动超标 对策

1 前 言

  武钢自备电厂一期工程安装两台东方汽轮机厂生产的D29-1型200MW汽轮机。1号机于1996年11月8日首次启动成功,1996年12月6日并网发电,1997年6月19日完成“72+24”h满负荷试运。机组运行状况良好,各项指标优异,其中瓦振最大23μm,轴振最大66.87μm,低于电力行业瓦振≤30μm、轴振≤76μm优良的标准。  D29-1型机组是东汽厂在原三缸三排汽200MW机组基础上优化设计而成,电厂1号机是该系列的第9台。型号为N200-12.7(130)/535/535-5型超高压中间再热三缸二排汽凝汽式汽轮机,高中压转子为4支点,低压缸采用双层汽缸,采用双排汽,末叶片高度800mm,低压缸通流进行了优化设计,内效率比原三排汽方案提高约5%,整机效率提高2%以上。  汽轮发电机组轴系由高、中、低压转子,发电机转子和励磁机转子组成。共12个轴承,其中1号~4号为三油楔轴承(3号为联合轴承),5号~8号为椭园轴承,9号~12号为园筒轴承。转子之间除中、低压转子间用半挠性联轴器外,其余均采用刚性联接。见图1。

图1 200MW汽轮机组轴承位置图

图2 轴承位置图

图3 找中心示意图

  从东汽厂生产的前8台同类机组投运情况看,全都要在试运现场搞汽缸加固、做动平衡、甚至揭盖处理后方能消除振动超标问题。自备电厂1号机一次冲转成功,且振动之小,创造了同类机组全国最好水平。

2 消除机组振动超标的方法

2.1 提前进行转子高速动平衡工作  在设备选型及签谈《监造协议》之初,使用方就参与同类机组黄石电厂及黄桷庄电厂的振动消缺工作,同时收集同类型其它电厂的试运资料,进行综合分析。从这些电厂的情况看,高速动平衡对消除振动超标有很大作用。  当时,1号机制造厂已排产,在与东汽厂谈《监造协议》时,坚持要做高速动平衡。按厂标规定出厂前只做低速动平衡,我方便把3根转子的高速平衡试验列为增订项目。东汽厂的产试室是新建的,没有加温设备,即高、中压转子超速3360rpm的平衡试验不能做,加上是第一次做,技术不是很完善。针对这种缺憾,我方要求兼顾临界转速、额定转速两种状态,提高验收标准,将振动速度控制在1.5mm/s以内。见表1、表2。

表1 汽轮机转子高速动平衡记录

 

单位

高压转子

中压转子

低压转子

1号支承

2号支承

3号支承

4号支承

5号支承

6号支承

工作转速下振动

mm/s

0.51

1.45

1.07

0.68

1.08

0.65

工作转速下允许振动

mm/s

2800

2800

2800

配  重

位置

 

 

重量

g

357

410

310

258

175

887

1285

837

310

102

相位

342.9

7.3

326

146

350

14

254

296

95

200

转子标识

总重量

kg

6700

13000

33800

工作转速

rpm

3000

3000

3000

试验转速

rpm

3000

3000

3000

平衡标准

 

ISO5343

试验机

 

德国SCHENCK公司DH90系统

测振仪表

 

M482

注:低压转子超速试验3360rpm,2min平衡槽位置:①第12级叶轮;②调节级叶轮;③第1级叶轮;④第12级叶轮;⑤波纹节处轮盘;⑥正5级叶轮;⑦反5级叶轮;⑧正向中间套筒;⑨反向中间套筒;电机侧靠背轮;汽机侧靠背轮

表2 发电机转子动平衡记录

转速(r/min)

7号支承

8号支承

 

水平

垂直

轴向

水平

垂直

轴向

3000

0.021

0.011

0.010

0.023

0.012

0.016

注:(1)主励磁机、副励磁机转子做1000rpm低速动平衡(2)发电机转子超速3600rpm,2min转子绕组温度100℃

3 进行低压外缸加固工作

  D29系列的前8台机组都存在5号、6号轴承振动超标问题,经频谱分析发现,5号、6号轴承振动性质以工频为主,而无高、低频振动,这样排除油膜、摩擦振动等因素。振动频谱属二阶不平衡引起,这就要求增加低压缸的刚度,减少击振力。在现场是这样加固的:  ①低压外缸前部及后部台板增设封板。尺寸650×2300、650×2500、δ25/Q235-A钢板;  ②低压外缸下半前后轴承座加撑管。尺寸8-Ø168×16、4-Ø133×10,接管两端分别与下方梁、轴承座焊牢,并保持在同一直线上,最后焊套管时应左右同时进行或交叉施焊;  ③低压外缸下半前后轴承座原撑板增设补强板;  ④低压外缸下半前后轴承座锥体内侧加三角形助板。尺寸300×300×30;  ⑤低压外缸上半前后轴承座锥体外侧补增辐射筋;  ⑥侧板加强。  加固时,严格控制焊接工艺。用百分表监视中分面和台板变形,最终变形仅为0.02mm(要求≯0.03mm),用百分表监测轴承洼窝处水平法兰横向和垂直向变形,最终变形为0.03mm(要求≯0.05mm)。

4 做好汽缸的负荷分配工作

  机组安装时不仅要保证汽缸、轴承座和台板结合面无间隙,还要将汽缸的重量合理的分配到各个台板的承力面上去。按东汽厂主机证明书要求,3缸要在现场重新分配负荷。高中压缸可用测力计法或垂弧法,低压缸用测力计法。  由于订货时的疏忽,东汽厂没有配供测力计,安装时施工单位不同意做负荷分配。根据以往的经验及该机型5号、6号轴承振动过大的现状,我方同制造厂取得一致意见,坚持要做负荷分配。后来,我们把黄石电厂一套旧的弹簧式测力计借来,重新设计,加工改装后用到了低压缸负荷分配上,效果很好,汽缸水平也满足设计要求。见表3、表4。

表3 高、中压缸负荷分配记录  单位mm

 

高压汽缸猫爪

中压汽缸猫爪

百分表号

1

2

3

4

5

6

7

8

电厂安装

0.95

0.89

0.84

0.84

1.70

1.74

2.32

2.34

注:高、中压缸采用垂弧法,要求左右两猫爪垂弧差≯0.05

表4 低压缸负荷分配记录

测力计号

1

2

3

4

5

6

7

8

9

10

11

12

电厂安装

55.0

55.5

56.0

55.0

54.0

54.5

55.0

53.0

52.0

53.0

55.5

54.5

测力计号

13

14

15

16

17

18

19

20

21

22

23

24

电厂安装

57.0

56.5

56.0

53.0

55.5

56.0

57.5

55.0

55.0

55.0

56.0

57.0

注:低压缸负荷分配为半空缸状态,同一基架二测力计测点负荷偏差最大为3kN,厂家要求≯3940N

5 转子扬度及轴系找中心

  保证转子的扬度及靠背轮中心符合安装标准,在于使转子在运动状况下,各转子的中心线在一匀滑的轴线上,各轴承所承受的荷重符合制造要求。轴承位置图见图3。  1号机由于铜管更换的原因,为抢工期,汽机扣盖不是按厂家要求的低、中、高顺序,而是先扣中、高压缸,再扣低压缸,这样给整个轴系调整及找中心造成了很大难度,加之扣盖后安装扦环水管使低压缸移位,整个找中心工作从初找、二次灌浆、复查中心花了很长时间,(找中心示意图见图3)。但最后还是达到了很理想的数值。见表5、表6。

表5 机组转子扬度记录

 

N01

N02

N03

N04

N05

N06

N07

N08

设计值

7.77

4.62

4.73

1.86

2.30

-2.27

-2.06

-9.96

电厂安装

7.60

4.00

3.70

1.75

2.4

-2.0

-2.1

-9.9

注:单位统一为“格”,每格为倾斜0.1mm/m,前扬为正值,后扬为负值

  武钢自备电厂是为了实现武钢今后年产1000万t钢,与三炼钢配套的,而汽轮机作为电厂三大主机之一,其运行状况的好坏直接影响到整个电厂的投资效益。  D29-1型机组首次无需在试运现场做动平衡,一次冲转成功,尤其它的振动值低于国际电工委员会(IEC)的标准,为国产200MW三缸二排汽机组进一步完善摸索到了一定的经验,也为自备电厂早日稳发、满发,发出安全的、合格的、赚钱的电来创造了先决条件。

表6 机组各转子间联轴器找中记录

测量位置

圆 周

端 面

a

b

c

d

A

B

C

D

高压转子与主油泵

0

0

0.28

0.05

0

0.015

0.02

0

高压转子与中压转子

0

0

0

0

0

0.02

0.0225

0

中压转子与低压转子

0.035

0

0

0.025

0.015

0

0

0.015

低压转子与电机转子

0.03

0

0

0.01

0.005

0.015

0

0

注:(1)高压转子与中压转子间联轴器、低压转子与电机间联轴器找中要求:园周:a、b、c、d读数中,任意两数之差≯0.04端面:A、B、C、D读数中,任意两数之差≯0.03(2)中压转子与低压转子间联轴器找中要求:园周:a、b、c、d读数中,任意两数之差≯0.05端面:A、B、C、D读数中,任意两数之差>0.04

。

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