国家标准 GB/T36043一2018 大型汽轮发电机组轴系动力特性技术规范 Speeifieationoflarge-salesteamturbine-generatorshafting dyamiccharacteristics 2018-03-15发布 2018-10-01实施中华人民共利国国家质量监督检验检疙总局发布国家标准化管理委员会国家标准
GB/T36043一2018 目次前言引言范围规范性引用文件术语和定义设计原则设计要求分析对象分析模型 8 计算方法设计细则 10设计流程及要求附录A规范性附录轴承座的模型简化” 附录B(规范性附录)不平衡响应计算与评价附录c规范性附录Q因子计算与评价附录D(规范性附录》可接受的轴系扭振频率评价准则 14 附录E(资料性附录大型汽轮发电机组轴系动力特性设计基本流程 15
GB/36043一2018 前言本标准按照GB/T1.1一2009给出的规则起草本标准由电器工业协会提出本标准由全国汽轮机标准化技术委员会(SAC/TC172)归口本标准起草单位:上海发电设备成套设计研究院有限责任公司哈尔滨汽轮机厂有限责任公司、上海电气电站设备有限公司上海汽轮机厂、东方电气集团东方汽轮机有限公司本标准主要起草人:孙庆、李汪繁、王秀瑾,蒋俊、刘书秀、崔建国,冀大伟、高韶、郭勇
GB/T36043一2018 引言随眷我国电力设备制造业的发展,为进一步落实节能减排、节水环保的能源政策,以及满足电厂用户的多种需求,研制开发多种形式的大功率高参数汽轮发电机组已是当务之急轴系是大型汽轮发电机组的关键部套之一,其动力特性的优劣直接影响新型大容量机组的设计技术水平和运行效果对于大功率高参数汽轮机而言,存在高中压部分的间隙汽流力激励效应,影响轴系振动的稳定性而采用空冷方式冷却低压排汽的汽轮机,其排汽端的背压及温度等参数变化范围大、波动频繁,影响轴承标高及轴系振动稳定性等特性;目前汽轮机部分采用轴承座与低压汽缸连接或半连接结构,上述影响也会变得更为明显,因此,大型汽轮发电机组轴系设计阶段所考虑的因素及设计流程需要进行相应的扩展随着机组容量的提高,转子数也相应增加,支撑汽轮发电机组的框架式基础结构也更为庞大,鉴于机组轴系与汽轮机基础之间动力特性的耦合加强,对大功率机组基础的支撑要求也在不断提高,故电力设计部门早前提出的《动力机器基础设计规范)的使用范围有可能受到限制依照我国的现行体制,机组与基础的设计分属设备制造和电力两个个行业进行,机组与基础在制造安装后可能出现动力特性不够我国在经过几十年的实践后,无论是设备制造匹配的问题,直接影响机组的正常投运和长期安全运行部门还是电力设计部门都认为有必要将机组与基础作为一个整体系统来考虑,因此,在设计阶段,需要将机组与基础作为一个系统来进行轴系振动特性的考核,以保证大型机组与基础的动力特性有良好的匹配随着电力建设的发展,机组所处的电网环境也日益复杂,大功率机组将受到多种电磁激励的冲击故针对具有较大扭振剪应力的汽轮机轴系,在某些特殊激励工况下进行强度和安全性评估也应纳人轴系动特性设计规范中为使我国汽轮发电机组轴系设计技术能同步适应机组大型化及国际市场的开发需要,从设计上使轴系振动稳定性满足大功率高参数机组长期安全稳定运行的要求,依据技术发展状况及相关设计规范编写本标准本标准可作为大型汽轮发电机组轴系动力特性设计的技术指导,但不作为工程验收的依据机组制造、安装、动平衡、运行及基础设计,施工均应符合有关技术条件本标准不涉及电网但需考虑来自电网的扰动激励
GB/36043一2018 大型汽轮发电机组轴系动力特性技术规范范围本标准规定了大型汽轮发电机组铀系动力特性的设计要求、设计项目内容、计算方法,设计判据、模型简化、边界参数确定及设计流程等本标准适用于定转速的300Mw等级及以上的大功率汽轮发电机组,其他容量或不同电站汽轮机也可参考使用规范性引用文件下列文件对于本文件的应用是必不可少的凡是注日期的引用文件,仅注日期的版本适用于本文件凡是不注日期的引用文件,其最新版本(包括所有的修改单)适用于本文件 GB/T2298机械振动、冲击和状态监测词汇术语和定义 GB/T2298界定的以及下列术语和定义适用于本文件为了便于使用,以下重复列出了GB/T2298 中的某些术语和定义 3.1 支承动刚度supportdynamecstirness 支承系统中,某点的力与该点或另一点位移的复数比 3.2 阻尼临界转速dampingceriticalspeed 旋转频率与轴系有阻尼弯曲振动固有频率相等时对应的转速 3.3 实际临界转速reanlcritiealspeed 轴系特征点的强迫振动振幅达到最大峰值时的转速 3,4 失稳转速stabiltythresholdspeedl 失稳门槛值轴颈开始偏离稳定运动时的转速 3.5 对数衰减率logarithmiedeerement 单自由度系统在阻尼固有频率振动时,任意两个相继的振动量最大值之比的自然对数 [GB/T22982010,定义3.97] 3.6 不平衡响应 unbalanceresponse 转子质量中心对旋转轴中心的偏离引起的惯性载荷 -由不平衡力激起的转子支承系统的振动输
GB/T36043一2018 出量 3.7 torsionaliration 扭振频率 .frqenesy 轴系扭转振动时,轴系特征点的强迫振动角位移振幅达到最大峰值时的转速,不计阻尼条件下,多质量系统自由扭转振动方程特征矩阵中的一系列特征值 3.8 short-eireuit 两相短路tw-phase 发电机出线端三相交流线路在故障点处两相之间线对线突然短路 3.9 萨默菲尔德数Sommerfeldnumber 表示滑动轴承承载状况的无量纲载荷系数,与轴承的比压间隙比、工作转速及润滑油粘度相关 3.10 因子9faetor 评价共振转速响应峰值灵敏度的无因次量纲设计原则袖系动力特性设计的基本原则是合理性:原理上相对较合理,有一定的工程应用实践基础; 偏安全性;在实际与理论差别较大、较难把握时,尽量用偏安全的处理方法; 实际应用性:工程应用较方便,不易出差错设计要求 5 5.1在可能的运行转速范围内,汽轮发电机组轴系强迫振动响应值应控制在动静部件径向间隙许可范围内,并尽可能小,确保维持动静部件的运转间隙,并使转子传给轴承的动态激振力也尽可能小轴系临界转速应避开工作转速一定范围,关键考核点的不平衡响应幅值应小于许可值 5.2在运行转速范围内及多种设计运行负荷条件下,转子及轴承系统不应出现轴承油膜振荡或蒸汽激励引起的自激失稳振动 5.3系统动力特性应对制造安装误差及运行工况变化在一定区间内不敏感转子,轴承与轴承座及基础的动力特性匹配良好,使轴系临界转速对支承刚度变化不敏感;轴承支承位置设计合理,使轴承负荷对轴承标高变化不敏感;轴承阻尼特性良好,使系统振动响应对不平衡变化不敏感;大直径轴承要有较大的承载范围对于空冷汽轮机,低压转子的轴承支承宜采用落地或半落地式的轴承座 5.4对机组轴系的扭转振动固有频率及振型进行计算考虑到电网扰动可能引起扭振激励,轴系扭振频率至少应避开电网线频率、二倍线频率的共振,即在运行转速范围内,轴系的固有扭振频率与线频率及二倍线频率应有足够的避开率 5.5针对发电机机端的两相短路故障工况,要求转子部件包括连接部件、长叶片以及其他弹性分支结构等,应保证足够的强度以抵抗机端两相短路及其他各种事故工况产生的扭转剪切应力 6 分析对象 6.1大功率汽轮发电机组轴系的弯曲振动和稳定性分析,选择汽轮机、发电机、励磁机的所有转子,轴承、轴承座及基础作为分析对象发电机小轴系的动力特性分析,允许选择由一根低压转子和发电机、
GB/36043一2018 励磁机转子连接而成的部分转子,轴承、轴承座系统作为分析对象 6.2大功率汽轮发电机组的轴系扭转振动分析,选择汽轮机、发电机、励磁机的所有转子包括联轴器及螺栓作为分析对象分析模型 7.1总则计算模型力求更全面和接近实际运行状态,鼓励采用更先进准确的建模计算方法 7.2转子模型 7.2.1通常转子计算模型有两类集中质量模型,即将转子用一系列无质量的弹性轴段代替,节点间的轴段质量及轴段的附加质量按质心位置不变的原则集中到轴段两端; 分布质量模型,即将转子分为一系列具有分布质量的等截面弹性轴段,轴段上附加的集中质量集中到轴段端部 7.2.2 弯曲振动或扭转振动分析用转子模型分段边界设置在支承处.转轴截面直径突变处.轴端等位置,每个分段的长度不应超过总跨长的10%.长度远超过直径的等直径轴段应分成儿个计算段 7.2.3在转轴截面突变处,如台阶、叶轮或法兰等处,刚性计算直径应取有效刚度直径,基于能量法或其他经验公式,计算得到弯曲有效刚度直径或扭转有效刚度直径,有效刚度直径之外的结构部分作为该轴段附加质量或附加转动惯量计人 7.2.4发电机转子本体轴段有效刚度直径的确定,应考虑嵌线槽与大齿区域上横向槽和槽楔对转子弯曲刚度或扭转刚度的削弱影响,同时应计人铜线绕组对弯曲刚度或扭转刚度的增大效应 7.2.5轴向宽度小于0,2倍轴径的凸起轴段,弯曲振动或扭转振动分析用转子模型中可不考虑其凸起部分的刚性影响 7.2.6对于叶轮直径与外伸长度之比较大的悬臂叶轮,或叶轮直径与支承间距之比较大的位于支承附近的叶轮应考虑陀螺力矩 7.2.7复杂形状轴段可分为简单组合体及非组合体,其中,简单组合体的转动惯量为多个简单几何体绕回转轴转动惯量的代数和,非组合体的转动惯量则可采用“有限积分”或“近似圆盘化”方法得到 7.3轴承模型转子和轴承之间的油膜具有各向异性的刚度和阻尼特性在线性化条件下,油膜特性可由油膜刚度矩阵[K]和油膜阻尼矩阵[C]来表达,见式(1)和式(2) [K K [K= K、 K，， [C]- LC 式中: K、K,K、K，不同方向上的油膜刚度系数 C,C好,C,C -不同方向上的油膜阻尼系数 y 油膜刚度系数、油膜阻尼系数统称为油膜动力特性系数,均随转速变化,应按9.2中轴承动力特性设计方法确定轴承的稳定性分析通常基于对称单质量弹性转子模型
GB/T36043一2018 7.4轴承座模型轴承座(尤其是采用支承在汽缸上、非落地支承的低压转子轴承座)的动刚度和阻尼系数均是频 7.4.1 率的复杂函数通常轴承座可简化为具有对称质量和各向异性的刚度及阻尼的质量、弹簧和阻尼器模型,相应的动力特性系数矩阵见式(3)和式(4): [KK 3 [K,]- KK [C Cpxy [C]= LCwC 式中轴承座刚度系数; K K、K、Km,K网不同方向上的轴承座刚度系数; 轴承座阻尼系数; 不同方向上的轴承座阻尼系数 C、C、C、 Cwm 轴承座刚度、阻尼参数难以在程序计算中完整获得,通常可由大型结构分析软件计算获得其关键的刚度系数,同时还需通过收集机组在现场安装状态下的轴承座刚度实测数据、或选用类似结构机组轴承座的刚度实测结果得到轴承座的刚度数据 7.4.2在方案设计阶段或实测条件有限等情况下,轴承座模型的简化原则应按照附录A执行 7.5框架式基础模型 7.5.1基础的模化以及机组轴系与框架基础联合振动的分析应与基础设计部门合作进行基础刚性较好时(基础横梁找力点在较低频率范围内动刚度均大于20xI0N/m.士10%工作 7.5.2 转速频率范围内动刚度均大于4.0×10'N/m,同时,在士10%工作转速频率范围内基础横梁扰力点的振动线位移应小于基础相关设计规范限值0.02mm),基础允许与轴承座一起简化,相应式(3),式(4)的动力特性系数矩阵[K]、[C]应综合反映轴承座与基础刚度和阻尼特性的合结构分析程序计算难以获得完整的轴承座与基础的动力特性系数时,应通过同类型机组的试验实测或参照相近容量规模机组实测数据选取 7.6分支系统模型扭振分析时应将汽轮机,发电机转子上最低零节径模态频率小于2.5倍的电网额定线频率(电网额定频率50Hz的为125Hz,电网额定频率60Hz的为150Hz)的动叶叶栅和叶轮、风扇、有齿连接轴段或对轮悬臂轮盘等部件等效为多自由度的分支系统,建立相应的分支模型 8 计算方法 8.1轴系动力特性设计计算采用的数学方法与计算程序不予限定,但无论何种计算方法和分析程序均应有工程设计相关的考核验证,其准确度由轴系设计计算的执行单位负责 8.2设备制造厂应积累机组的轴系振动和稳定性相关实测数据,提高计算方法的工程精度和大型汽轮发电机组设计的安全可靠性设计细则 9 9.1静力分析 g.1.1轴系静力分析前应获得轴承设计所需的轴承载荷分配,机组安装所需的轴承标高等参数
GB/36043一2018 g.1.2静力分析应将轴系作为多跨刚性支承连续梁分析 g.1.3轴系安装扬度曲线计算应保证转子连接成轴系后,不产生过大的附加弯矩;铀系安装扬度曲线可按联轴器处弯矩为零或轴颈处弯矩为零的原则确定,其中,对于三支点轴系按联轴器处弯矩为零的原则设计确定轴系安装扬度曲线不同设计原则下,轴承,轴颈、联轴器等部位应考虑相应的静力条件,确保其强度和工作可靠性 9.1.4机组冷态安装扬度曲线应由9.,1.3确定的理想扬度曲线扣除冷热态标高变动量后给出设计阶段应考虑的主要影响因素如下: 油膜厚度; -轴承座及支撑部件在垂直方向的热膨胀; -凝汽器灌水、抽真空以及发电机充氢工况对标高的影响 g.1.5静力分析应考核轴承载荷分配对标高变化的敏感度对于空冷机组,特别是采用支承于排汽缸上的轴承座形式的空冷汽轮机,其轴承载荷分配对标高变化的敏感性分析范围,应依据以往大型机组标高变化实测值或各工况下标高变化的估算值各轴承的载荷变化应满足其许用比压要求和稳定性要求,保证各工况运行时轴承安全可靠 9.2轴承静动特性设计轴承动力特性设计应在满是各种载荷的承载能力条件下,保证轴系各转子的振动限值要求和稳 9.2.1 定性裕量要求,并在设计考虑的转速范围内,为轴系振动和稳定性分析提供各轴承油膜动力特性系数随萨默菲尔德数或转速的变化曲线轴承动力特性分析可通过以下途径根据同类型结构及尺寸相近的轴承特性数据和特性曲线查表计算; 利用专用轴承特性设计计算程序计算; 应用大型计算机通用软件仿真计算 9.2.2轴承静动特性计算所采用的数学模型和边界条件,应利用可靠的理论和试验研究成果进行完善 9.2.3轴承设计载荷由9.1给出的轴承载荷分配确定,并应留有设计裕量当轴承载荷对标高变化较敏感时,比压应满足轴承承载的许用要求;对标高不敏感的重载轴承,依据标高变化的最大值所得的比压最大值应满足许用要求设计轴承载荷减小30%时,应保证轴承失稳转速(失稳门槛值)满足要求此时一般要求轴承失稳转速在1.25倍工作转速以上;对标高非常敏感的轻载轴承.依据标高变化的最大值所获得的比压最小值应满足轴承失稳转速设计要求 9.3轴系临界转速设计 9.3.1轴系临界转速计算应获得在0~1.1倍工作转速范围内的所有临界转速,应保证工作转速附近不存在轴系临界转速,并应为机组启动制订合理的升速规程 9. .3.2在0.9~1.1倍工作转速范围内的轴系临界转速,应按9.5给出的计算方法,由各轴颈不平衡响应达到峰值时的转速来确定利用不平衡响应计算 1.1倍工作转速范围内轴系实际临界转速时,变 0.9一转速计算的转速增量选取应保证临界转速计算精度 g.3.3在01.1倍工作转速范围内,按10.4求解复特征值问题的方法,由弯曲振动固有频率与轴系旋转频率一致确定阻尼临界转速和相应模态的对数衰减率 9.3.4轴系临界转速计算应考虑支承的弹性和阻尼,其中油膜刚度和阻尼由轴承特性计算给出,轴承座刚度和阻尼可按7.4要求确定 g.3.5应用大型结构软件计算分析或试验实测获得轴承座及基础系统的刚度特性在缺乏轴承座与基础阻尼数据时,可不计基础阻尼,只计油膜阻尼可根据以往相近规模或容量机组的经验数据,估算轴承座刚度的可能范围,按估计刚度值的上下限计算临界转速的上下限,保证其位于允许区域轴承座
GB/T36043一2018 及基础系统的刚度特性通常需按照如下原则计人: -缺乏轴承座与基础阻尼数据时,可设其为零,只计油膜阻尼; 当基础和横梁刚度足够高时(一般大于1.0×10N/m),基础可视为绝对刚性; -基础支撑横梁各频率下的动刚度要求大于2.0×10'N/m,而在士10%工作频率范围内则要求更大的动刚度(一般大于4.0×10"N/m,同时要求基础扰力点的振动线位移满足小于0.02 mm 的基础设计规范限值); -般要求工作频率下汽轮机基础与轴承座综合支承动刚度应大于2.0×10'N/m,重载轴承的轴承座,其综合支承动刚度应大于5.0×10'N/m. 9.3.6饷系临界转速设计应满足避开要求,即实际临界转速不应落人0.9~1.1倍工作转速范围内如无法避开,应按9.5进行不平衡响应敏感性分析 9.4轴系稳定性设计 9.4.1轴系稳定性计算应获得系统失稳转迷(失稳门槛值),轴系失稳转速应在1.2倍工作转速以上确保轴系在运行转速范围内不出现自激振动轴系失稳转速设计分析应计人轴承油膜力对于高进汽参数机组及排汽级鼓风损失较大的机 9.4.2 组-仙系稳定性应考虑赛汽激振力的影响,应通过改阶汽封结构形式.提高高压转子一价临界转迷(高于 0.5倍工作转迷),改变叶片型式等方式来减少其影响;对于采用顺序阀进汽方式的汽轮机,应考虑阀门开度对失稳转速的影响 9.4.3轴系失稳转速及对数衰减率计算时,支承参数与轴系临界转速设计时一致对于对数衰减率计算值不理想及支承条件波动较频繁的转子,应进行对数衰减率对支承刚度的敏感性计算分析、对数衰减率随转速变化的趋势分析 9.4.4轴系失稳转速通常利用线性理论按9.3.4和9.3.5要求计人支承系统的刚度阻尼求解运动方程的复特征值,由模态阻尼为零的条件确定在条件具备时可利用非线性理论分析研究轴系失稳转速 9.5轴系不平衡响应及因子计算 9.5.1轴系不平衡响应设计计算应使轴系在规定的转速范围内,对给定的不平衡力所产生的强迫振动不平衡响应)足够小,使轴系对不平衡力不敏感 9.5.2轴系不平衡响应设计计算要求:针对01.1倍工作转速范围内,各阶轴系临界转速及0.91.1倍工作转速范围内各转速,特别是工作转速,应进行各轴颈对规定的不平衡量强迫振动响应计算,确保 0.91.1倍工作转速范围内不出现强迫振动响应峰值 9.5.3不平衡响应的计算应符合附录B中B.1的要求,也可采用其他方法不管采用何种方法,制造厂均应重视现场经验的积累,在条件成熟时,修正所用的设计计算方法 g.5.4进行01.1倍工作转速范围内(重点进行0.91.1倍工作转速范围内)的轴颈处振动峰值响应计算,应用Q因子对振动响应峰值敏感性进行评价,振动峰值的许用要求及Q因子的评判应按B.2和附录C,各转子在规定的不平衡量条件下,应满足Q因子的许用要求 Q因子许用要求的制定,应建立在同类机型多年的设计技术和运行经验的基础上 9.5.5不平衡响应及Q因子计算时支承参数应与轴系临界转速设计时一致 g.6轴系扭振固有频率设计及振型计算 9.6.1产品设计时应对汽轮发电机组轴系扭振固有频率及振型进行计算,对50Hz(60H2)电网额定频率下运行的机组,应分别计算轴系150Hz(180Hz)以下的各阶扭振固有频率,振型 g.6.2如果叶栅和叶轮(或者鼓形转子的转子部分)的最低零节径模态频率小于2.5倍的电网额定线频率(电网额定频率50Hz的为125Hz,电网额定频率60Hz的为150Hz),则应建立相应的分支模型
GB/36043一2018 9.6.3轴系扭振固有频率设计应满足调谐要求对于50Hz下运行的机组,当计算频率最大可能误差为士3Hz时,轴系扭振计算频率应避开的范围要求如下 45Hz<1<55Hz及93Hz<<108Hz 其中:f为50Hz附近扭振计算频率,f为100Hz附近扭振计算频率对于60Ha下运行的机组,当计算频率最大可能误差为士3Hz时,轴系扭振计算频率应避开的范围要求如下 5h=几二H及113H乏/<1238比其中:f为60Hz附近扭振计算频率,f为120Hz附近扭振计算频率依据制造商的验证方式,其他可接受的轴系扭振频率准则见附录D. 特殊情况下,如计算误差小,瞬态故障条件下引发的峰值应力水平低等,若相关模态频率对激励不敏感,可认为不会给整个轴系安全性带来问题,允许落人fi、f 区,但应保证机组安全运行 9.7 发电机端两相短路时轴系扭振响应计算及强度校核 9.7.1产品设计时,应对发电机端两相短路时汽轮发电机组轴系各部位的扭振响应及扭转力矩、剪切应力等参数进行计算,尤其应对轴颈、联轴器及其联接螺栓、带焊缝截面、小倒角大扭矩截面等进行重点核算 9.7.2当发电机端两相短路时,轴系的最大剪应力应满足以下规定 rm0.57R 式中: 最大剪应力; Tm 转子材料下屈服强度 Rd 9.7.3在进行汽轮机与发电机转子及其联接部件设计时,应考虑机组运行中发电机电气和机械两方面均可能在非正常工况下受到的突然冲击,并按其材料许用应力标准留有裕量,可根据其所受应力变化规律和幅值进行强度安全考核,当计算应力值接近材料的许用应力值时,依据发电机电磁设计参数及送电方式,进行两相短路等主要电气故障的电磁激振力仿真分析、以及该电磁力激振下轴系扭振响应和扭振疲劳寿命损耗的计算分析考核 g.8附加规定用户有扭振相关监测要求的机组,可在所设计机组的轴系上配备相应的测试装置,如测试装置安装在振动较敏感位置,应进行必要的轴系动力特性复算 10设计流程及要求 0.1轴系弯曲振动分析用等效模型计算建立轴系弯曲振动分析用模型时,各转子分段及有效直径模化方法按7.2执行 10.2扬度曲线及轴承负荷分析按9.1完成静力分析,确定各轴承载荷与轴系安装扬度曲线 0.3轴承静动特性分析利用10.2得到的轴承载荷,按9.2完成轴承静动特性分析,并给出各轴承油膜动力特性系数随无量纲载荷系数萨默菲尔德数或转速的变化曲线
GB/T36043一2018 0.4有阻尼系统自由振动特征值分析按9.3.4要求考虑支承弹性及阻尼,将轴系作为有阻尼系统计算得到其自由振动方程的特征值入,(n)方程见式(6) 入,n=d,n十jw,2 式中轴系旋转频率; 转速Q下系统厂阶模态阻尼; o,Q) 表示特征值方程虚部矢量的专用符号 o,(Q) 转速Q下系统r阶有阻尼固有频率(阻尼临界转速). 在(0~1.25倍)工作转速范围内,确定o,(Q)和a,(Q)随转速变化曲线;由w,(n)=Q 确定系统阻尼临界转速.,同时,由模态阻尼与阻尼临界转速确定对数衰减率;由a.(Q.)=0确定系统失稳转速n. 0.5不平衡响应分析轴系各临界转速下,以及在0.91.1倍工作转速范围内,按9.5完成不平衡响应计算如果在0.9~ 1.l倍工作转速范围附近存在10.4计算得到的阻尼临界转速,则按9.5.4要求精确计算确定实际临界转速如0.9~1.l倍工作转速范围内存在阻尼临界转速或实际临界转速,应进行不平衡响应敏感度即Q 因子分析 10.6变支承边界的核算针对大功率汽轮发电机组常用的落地、半落地、支承于低压排汽缸三种典型的轴承座型式,应根据实际选用的轴承座形式进行必要的变支承边界条件的核算对于采用半落地式或支承于低压排汽缸轴承座的轴系支承边界,尤其对于空冷汽轮机,应核算轴承标高可能变化范围内的轴承静动特性及排汽参数变化时轴承座(包括缸体在内)的支承刚度变化,计算变支承边界下的轴系阻尼临界转速,失稳转速及 0.91.1倍工作转速范围内的不平衡响应,支承边界变化时轴系动力特性核算的内容及考核准则按照 9.5中的相关规定进行 9.2一 0.7轴系扭振分析用等效模型计算轴系扭振分析用模型,其各转子分段及轴段有效刚度直径的确定方法将各轴段附加转动惯量的计算模型及方法见7.2. 分支系统的自振频率的计算 10.8 分支结构的自振频率和模态惯量的计算按照7.6和9.6的要求,必要时进行叶片动应力核算(如;轴系扭振频率或分支系统结构切向自振频率无法调离避开范围. 10.9轴系扭振频率及振型计算计算范围及扭振频率避开范围应符合9.6的要求 0.10发电机端两相短路时轴系扭振响应计算及剪切强度校核 10.10.1发电机端两相短路的激振方程的建立根据电气专业提供的各项参数计算发电机端短路激振方程
GB/36043一2018 10.10.2发电机端两相短路下的轴系扭振响应及剪切应力计算计算内容及剪切强度许用值应符合9.7的要求 10.11电磁激励下轴系扭振强度及扭振疲劳寿命损耗评估 0.11.1计算评估条件按9.7,如两相短路下轴系扭振响应大,剪切应力水平较高,特别是机组用户处于大容量带串补直流送电电网中,则应进行此项计算评估 10.11.2 各短路故障及非同期合闸故障的电磁激振力矩计算必要时,根据电气专业提供的各项电气设计参数,进行短路故障及非同期合闸故障的激振力仿真计算 10.11.3轴系扭振疲劳寿命损耗估算依据转子材料疲劳曲线以及典型电气故障工况的电磁激振力计算结果,进行轴系危险部位的扭振疲劳寿命损耗估算评判与修改复算 10.12 根据各项计算结果评判各项设计是否合格,并修改转子(包括叶片)汽封轴承及轴承座、联轴器及螺栓等结构设计进行上述复算,参见附录E.
GB/T36043一2018 附录 A 规范性附录) 轴承座的模型简化轴承座的模型简化的要求见表A.1 表A.1轴承模型模型类型模型简化项目条件刚度;K,=K,K=K=0 轴承座特性在X、Y方向差别不大,合较弱时 A.l 阻尼;C=Cm,C四=C=0 轴承座频率在工作转速以下或附近各向同性的弹簧、阻尼、质量 -组定弹簧、一组定阻尼、不计质量轴承座频率与工作转速相比足够高,同A.1 同A.1或同A.2 不计阻尼轴承座阻尼对轴系动力特性影响不大或忽略阻尼 A.3 得到的轴系动力设计偏安全时 10
GB/36043一2018 录附 B 规范性附录不平衡响应计算与评价 B.1不平衡响应计算不平衡响应的计算结果有两部分,一是响应峰峰值的大小,二是响应峰峰值对应的转速(峰值转速或称为阻尼临界转速),轴系上残余不平衡量愈大(如加工误差和转子材料不均匀等因素产生的不平衡量),轴系响应峰峰值就愈大鉴于设计阶段转子的残余不平衡量难以把握,故一般残余不平衡量获得及施加方法如下: 方法一;根据汽轮机转子动平衡精度规范要求计算得到,例如转子跨内不平衡量从=e× N B.1) 式中: M -转子跨内质量,单位为千克(kg); -偏心距(依据动平衡精度值和M值反算获得),单位为毫米(mm); 正比于振型的集中载荷,位于跨内振型的最高点,按振型施加方法二;专业制造公司基于加工工艺规范要求获得的轴段残余不平衡量经验公式计算得到,并按振型施加 B.2不平衡响应评价依据上述方法一进行不平衡量计算获得的结果,在转速为25%85%的工作转速范围内,即一2550r/min区间,轴系各轴颈的响应峰值应小于0.110 mm峰 3000r/min机组转速在750r/minr 峰值应小于0.220 mm);在转速为85%l10%的工作转速范围内，即3000r/min机组转速在 2550r/min~3300r/min区间,轴系各轴颈的响应峰值应小于0.050mm(峰-峰值应小于0.100n mm 依据上述方法二进行不平衡量计算获得的结果,在转速为25%85%的工作转速范围内,即 3000r/min机组转速在750r/min2550r/min区间,轴系各轴颈的响应峰-峰值应小于0.228" mm; 在转速为85%一125%的工作转速范围内即300r/mn机组转速在忽550!/min一37501/min区间轴系各轴颈的响应峰-峰值应小于0.076 mm 11
GB/T36043一2018 附录规范性附录) g因子计算与评价通常,轴系设计准则是基于临界转速对工作转速的避开率，一般要求避开工作转速的士10%,或者用Q因子(共振转速响应峰值灵敏度)限制给定不平衡量的动态响应值用Q因子准则代替临界转速避开率 Q因子计算表达式: Q C.1 N-N 式中 N 响应峰值A对应的转速 v厄/2)A响应幅值处对应的转速 N1、N 设计许用Q因子[Q]由不同的设计技术来确定 Q因子的确定如下 2.5;检测不到峰值响应,连续运行没有问题 2.525.0需要新的平衡技术,或改进设计可参看图C.1,图C.2 转速图C.1峰值转速范围 12
GB/36043一2018 30 20 可接受的Q因子范围 500 1000 500 2000 转速G/min 图C.2设计允许的g因子 13
GB/T36043一2018 附录 D 规范性附录) 可接受的轴系扭振频率评价准则满足以下准则中任何一条的扭振频率也是可以接受的(见表D.1). 准则1;计算所得的轴和叶片耦合系统的扭振固有频率应在额定线路频率和2倍线路频率的-(A2十 B+C)到十(Al十B十C)区域之外如果满足这一条准则,则不需要任何试验确认如果制造厂对各转子进行的扭振测试已验证了计算方法可靠,则计算模型的不确定性就减小,所需要避开的频率范围也可以相应减小,即可适用下面的准则2 准则2;如果计算结果经制造厂对发电机转子的全速动态试验以及相邻低压转子的静态试验的验证,那么避开的频率范围为额定线路频率和2倍线路频率的-(A2+B+ C一 -D)到+(Al十B+C-D)区域即扭振固有频率在此区域以外) 如果满足本条准则,则不需要进行进一步的测试来验证计算结果准则3;如果计算结果经过制造厂对发电机转子和相关联的低压转子的全速动态试验的验证,且全速下的叶片稠合效应被完全建立,这种情况下,避开的频率范围将被进一步减小到额定线路频率和2倍线路频率的-(A2+B+C一E)到+Al+B+C-E)区域如果满足这一条准则,则现场不需要进行任何进一步测试验证准则4;如果对组装完毕的轴系进行现场全速试验,且扭振固有频率对电网频率敏感,则该测量的扭振固有频率应该处于额定线路频率和2倍线路频率的-(A2+BB)到+(Al十B)区域以外如果现场试验表明扭振固有频率对电网频率不敏感,则不必遵从本条准则指定的禁止频率区域如果是基于室温条件下进行的计算或试验,考虑温度对弹性模量的影响,其频率边界应比运行工况下的更高当不同材质的弹性模量随温度变化规律已知时,合适的修正因子可预先计算出,那么表D.1 中F的取值为零相反,如果这些信息未知,F的取值应由设备供应商提供室温下计算或测量的扭振频率经温度修正会降低,修正后的频率方可适用准则1到准则4规定的频率范围考核如果上面的频率避开范围的准则均不能满足,则需进行更详细的应力分析来证明动应力可以满足材料许用要求,或修改关键部件的设计表D.1转频为50Hz或60lHlz的机器偏离线路频率和两倍线路频率的限值标号说明频率限值允许的电网频率偏离值上限 Al 允许的电网频率偏离值下限 A2 B 允许的电网频率最大/最小值与共振峰值频率之间的偏离范围计算不准确度如果制造厂实施了发电机转子全速(动态)试验和低压转子静态试验(比如模态试 D 验),计算不准确度可以减少的范围如果制造厂实施了相关所有转子(如发电机、励磁机、低压转子)全速试验,或者可以 E 得到相似饷系的成功运行经验数据,计算不准确度可以减少的范围温度因子,补偿在室温下计算或者实施试验与正常工作温度下的刚度变化如果已经考虑了温度效应,那么F的值为零 14
GB/36043一2018 附录 E 资料性附录大型汽轮发电机组轴系动力特性设计基本流程大型汽轮发电机组轴系动力特性设计基本流程见图E.1 转子原始数据改转子轴系弯曲振动特性分析模型建立轴承标高及联轴器张口计算轴系静态分析抽承负荷分凡及负荷敏感性计算分析抽水失稳轴承基本性能分析辅承静特性开7 不改轴承改*封合格及相关部件轴承油膜动特性系数计算分析汽流间敞激振动特性计算分析 (仅对超临界汽轮机) 袖承座及轮机框架基础的支承动刚度分析计算或测试考虑支承刚度及轴承标高变化区间单跨和轴系阻尼临界转速计算轴系扭振特性分析模型建确定汽轮机支承边界的核算区间及不平衡响应计算分析(Q因子分析轴系扭振固有频率计算(考虑分支糊合振动低压转子拍承座落地计入流激振的轴系稳定性计算分析两相短路时转子危险截面应力计算分析失稳转速、对数衰减率考虑大扭振应力下的扭振疲劳寿命损耗分析合格是结束图E,1大型汽轮发电机组轴系动力特性设计基本流程图

大型汽轮发电机组轴系动力特性技术规范GB/T36043-2018详解

大型汽轮发电机组是一种重要的能源设备，用于向电网输送电能。而其轴系动力特性是影响其运行安全和稳定性的一个重要因素。GB/T36043-2018标准规定了大型汽轮发电机组轴系动力特性的技术要求、试验方法、检测手段等方面的内容。

技术要求

根据GB/T36043-2018标准规定，大型汽轮发电机组轴系动力特性应符合各项技术指标的要求，如转子惯量、刚度、阻尼、临界转速等。此外，还需要对轴承、联轴器、传动轴等关键部件进行质量检测和保养，确保其正常工作。

试验方法

GB/T36043-2018标准对大型汽轮发电机组轴系动力特性的试验方法进行了详细的规定，包括静态平衡试验、刚度试验、阻尼试验、临界转速试验等。在试验过程中，需要对试验设备进行精密校准，确保试验结果的准确性。

检测手段

GB/T36043-2018标准还规定了大型汽轮发电机组轴系动力特性的检测手段，包括振动测试、轴承温度检测、联轴器位移测量、传动轴质量检测等。通过这些手段可以有效地监测和分析轴系动力特性的变化，并及时采取相应措施，保障设备的正常运行。

结论

GB/T36043-2018标准对大型汽轮发电机组轴系动力特性的技术要求、试验方法、检测手段等方面进行了详细的规定，为保障设备的安全稳定运行提供了有力支持。