弹簧基础动力测试评审.ppt

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1、欢迎各位专家光临指导,汽轮发电机组基础动力测试汇报,岭澳核电站二期工程,项目参加单位苏州热工研究院有限公司上海发电设备成套设计研究院南京安正软件工程有限公司,汽轮发电机基础动力测试,岭澳核电站二期工程,3,目 录1 概述 12 弹簧基础动力特性测试 22.0 基础测点及编号 22.1 第一阶段（2008.5）22.2 第二阶段（2009.11）42.3 第三阶段（2010.6）62.4 第四阶段（2011.2）92.5 第五阶段（2011.4）153 测试结果评价 194 实测结果与理论计算结果比较 205 附件 24岭澳核电站二期工程汽轮发电机基础动力测试第一阶段测试报告 岭澳核电站二期工程

2、汽轮发电机基础动力测试第二阶段测试报告 岭澳核电站二期工程汽轮发电机基础动力测试第三阶段测试报告岭澳核电站二期工程汽轮发电机基础动力测试第四阶段测试报告岭澳核电站二期工程汽轮发电机基础动力测试第五阶段测试报告,1、概述,岭澳核电二期工程3号汽轮发电机组，额定功率1000MW，额定转速1500rpm。汽轮机型号HN1087-6.43/280/269(H)单轴、中间再热、三缸四排汽、凝汽式、半转速核电汽轮机；发电机型号：TA-1100-78，1100MW涡轮增压、水氢氢冷发电机，定子铁心长度7.8m，旋转无刷励磁系统。轴系临界转速设计值见下表。,2023/6/1,4,该机组基础采用了弹簧隔振基础,

3、该弹簧隔振基础由中广核工程设计公司和德国GERB公司联合设计。由于这是弹簧隔振基础在我国核电百万等级半速机组上的首次应用，为全面了解实物弹簧隔振基础的动力特性、使用弹簧基础的半速机组的振动特性以及完善弹簧隔振基础的设计，为改进设计提供技术依据，受中广核委托，苏州热工研究院、上海发电设备成套设计研究院和南京安正软件工程有限公司三个单位进行了联合测试研究。,2023/6/1,5,按照合同要求，测试分五个阶段：第一阶段：基础混凝土浇注完成后28天并达到设计强度，在模板拆除后、汽轮发电机组安装前。第二阶段：机组安装完毕后，运行调试前。第三阶段：在机组调试期间。第四阶段：机组满负荷运行时。第五阶段：机组

4、满负荷运行半年后。,2023/6/1,6,2、弹簧基础动力特性测试,2.0基础测点布置及编号：测点布置本着反映基础振动特性,并以主要振动控制点为重点的原则进行布置。在测试基础动特性时，测点布置应确保能正确反映顶板横梁和纵梁的振型，此为测试重点。故在顶板纵横梁重点位置，弹簧隔振器支撑位置，轴承支座位置均布置了测点，共36个测点，见下图1。本测试最重要的目的是判定轴承支座处，亦即图1中测点3、8、13、18、28处的振动幅值是否满足规范要求。,2023/6/1,7,2023/6/1,8,图1 基础顶台板测点布置及编号,9,弹簧基础测试原理图,2.1第一阶段,1）测试内容：第一阶段测试在基础混凝土浇

5、筑完成后28天并达到设计强度，待基础拆模后,汽轮发电机组安装前,汽机平台板弹簧支承呈锁紧状态,实际上平台板通过弹簧支架刚性或半刚性搁置于立柱顶上，测试了弹簧基础的自振频率、阻尼比、振型和传递函数。,2023/6/1,10,2023/6/1,11,表1 基础垂向、横向、纵向模态频率、阻尼比,2）测试结果,2023/6/1,12,2023/6/1,13,2023/6/1,14,2023/6/1,15,表2 横梁中心垂直向动刚度(25 Hz),3）测试结果分析,为验证正弦扫频激振与锤击法测试结果,特将垂直向三阶自振频率进行比较,正弦扫频激励测得垂直向(Z向)16.90Hz,26.13Hz,30.88

6、Hz,锤击法测得垂直向(Z向)17.13Hz,26.73,30.54Hz,其误差仅1%，足见激振试验测试结果正确可信。由基础台板垂直向（Z向）模态频率可见，其第一阶为8.787Hz，而更低阶的自振频率没有明显显示，而同样基础横向（X向）、纵向（Y向）模态频率其第一阶为2.268Hz及2.255Hz，其二阶即跃为8.253Hz及8.028Hz，这显而易见为支承弹簧未予释放所致。,2023/6/1,16,基础自振频率要求避开252.5Hz,基础垂直向（Z向）模态第6，第7阶23.753Hz,26.730Hz刚好落入此范围。而基础横向（X向）第五阶，纵向（Y向）第五阶模态频率26.520Hz及26.

7、121Hz也均落入此范围。可见基础三个方向均出现26Hz的自振频率，但本阶段为平台空载条件，一旦机器设备安装后质量起关键作用，则26Hz自振频率应降低，若仍避不开上述范围，由于其主导作用的垂直向26.730Hz其振型为反对称振型，故对机组振动并不会造成不利的影响。此外本阶段为平台空载条件，且立柱与平台间的弹簧呈缩紧状态，一旦机器设备安装及弹簧释放后，自振频率将有所降低。,2023/6/1,17,5)基础台板上各机器轴承部位横梁的动刚度值也是设计和测试的关键参数之一，故本试验特在台板各横梁中部（轴承支承部位）进行激励，测取横梁中心垂直向原点动刚度曲线，并将机组工作转速25Hz时的速度动刚度换算成

8、位移动刚度。由表2可见，25Hz时基础台板各横梁中部垂直向动刚度值均大于2106KN/m。,2023/6/1,18,2.2第二阶段,1）测试内容第二阶段测试工况在汽轮发电机组已基本组装结束(现场尚有低压缸上缸等部件未扣盖)，汽轮机平台所有支承弹簧呈松弛状态下进行。试验测试了基础33Hz以下的垂向和横向全部振型、自振频率、阻尼比、动刚度曲线和传递函数并成功测得了弹簧隔振系统上下垂直方向的振动响应。,2023/6/1,19,2023/6/1,20,垂向(z向)基础平台隔振弹簧松弛前后固有频率比较表,第二阶段垂直向一阶,第一阶段垂直向一阶,2）测试结果,2023/6/1,21,垂直向7阶模态,垂直向

9、8阶模态,2023/6/1,22,横向(X向)基础平台隔振弹簧松弛前后固有频率比较表,3）测试结果分析,a 弹簧基础顶台板模态分析 试验采用锤击法成功获取了基础平台板在隔振弹簧工作状态下的各阶自振频率、振型和阻尼比。弹簧隔振器的明显优势在于将常规基础的固有频率下降，使低阶的固有频率远离半速机组25 Hz的工作转速。由第一阶段基础台板垂直向(z向)模态频率可见其第一阶频率为8.78 Hz，没有明显的更低阶固有频率出现，第二阶段试验结果证明，基础平台承载后垂直向(Z向)第一阶模态频率由弹簧松弛前的8.787 Hz降低为3.67 Hz，远离了机组的工作转速25 Hz，达到了弹簧基础的设计目的。此也验

10、证了第一阶段测试结果分析中的预测：当时平台为空载条件，且立柱与平台间弹簧呈锁紧状态，一旦机组设备安装后质量将发生很大变化，自振频率将降低；当弹簧释放后，自振频率也将有所降低。,2023/6/1,23,另外弹簧基础固有频率应避开，而垂直向(z向)第7、8阶模态频率为22.71和24.55 Hz刚好落入此范围。但起主导作用的垂直向24.55Hz其振型为高阶次弯扭反对称振型，对机组振动并不会造成不利的影响。由表2横向（X向）基础平台固有频率表可见，第5、6阶模态频率均避开，可见汽轮发电机组可以平稳安全运行，本次弹簧隔基础的设计是成功的。,2023/6/1,24,2023/6/1,25,基础平台上汽轮

11、机轴承部位的动刚度值极为关键。故本次试验特在台板各横梁中部的轴承支承部位进行激励测得了横梁中心垂直向动刚度曲线，机组工作转速25Hz时的动刚度见表3。由表可见，横梁中部各支承点在25Hz 的动刚度值分别13.6E9，11E9，14.05E9，16.81E9 N/m，远大于 2E9N/m，可见台板横梁的刚度设计亦满足要求。,b各横梁中点动刚度,2023/6/1,26,C 弹簧隔振器隔振效果评价 由于本阶段试验是在隔振弹簧呈松弛状态亦即弹簧已进入工作状态时进行的，由弹簧隔振系统顶台板激振试验表明，隔振器顶部有振动响应(单峰值0.0224mm/s)，而隔振系统底部(即立柱顶部)几乎无振动响应(单峰值

12、仅为0.0004 mm/s)，隔振效率达98.2%，这证明弹簧以上顶板和机组与下部支承结构脱离了动力耦合提供了试验依据。,2.3 第三阶段,1）测试内容本阶段试验测试了机组在启动、超速试验过程中(尤其是通过临界转速)和额定转速空载时轴承座位置的速度-频率曲线；测试了基础在机组启动、超速试验过程中(尤其是通过临界转速)和额定转速空载时顶板横梁和纵梁的速度-频率曲线；测试了弹簧隔振器上方顶板和隔振器下方立柱顶部支承面处的三个方向的速度-频率曲线。,2023/6/1,27,2023/6/1,28,表1 各转子临界转速实测值与理论计算值 单位：rpm,2）测试结果,2023/6/1,29,表2 各轴承

13、座在升降速、工作转速及超速中的最大振动速度（RMS）值汇总 单位：mm/s,2023/6/1,30,表3 基础顶板各横梁中心处在各工况下的最大振动线位移（峰值）单位：m,2023/6/1,31,表4 弹簧隔振器振动速度 单位：RMS（mm/s）,2023/6/1,32,表5 弹簧隔振器在升降速过程、工作转速、超速最大振动速度RMS值 单位：mm/s,3）测试结果分析,a.由表1可见，各转子临界转速均避开工作转速10%以上,实测值均略高于计算值。此测试结果为今后弹簧基础轴系临界转速理论计算提供了实测依据。b.由表3可见，机组在工作转速时测得基础顶板各控制点（各横梁中心测点）的最大振动线位移5.1

14、3m，远小于ISO10816-2-1997Mechnanical vibration-Evaluation of machine vibration by measurements on non-rotating-Part2:Land-based steam turbines and generators in excess of 50 MW的规定值25m。,2023/6/1,33,c.由表5弹簧隔振器系统试验结果表明：隔振器在过振动峰值转速、工作转速和超速到1650rpm时，垂直方向减振效果较好，隔振效率达7592%，水平方向隔振效果不明显。,2023/6/1,34,d.基础顶板工况模态下的

15、一阶模态频率3.25Hz，远低于25Hz工作频率和轴系最低阶临界转速频率15.3Hz。,2023/6/1,35,3.25Hz,鉴于基础横梁存在11Hz工况模态，并引起该频率下的结构共振，故建议机组启动时不宜在660rpm附近停留。,2023/6/1,36,第2阶段10.94Hz 锤击模态,基础横梁11Hz 工况模态,2.4第四阶段,1)测试内容第四阶段为机组满负荷运行时稳态试验，测试了轴承座振动速度，顶板横梁和纵梁的线位移；顶板的工况模态，获得了在工频下的强迫振型以及若干阶工况模态(固有模态)频率、振型及阻尼比；弹簧隔振器上方顶板和隔振器支承面处的三个方向的振动速度；发电机下的中间小平台振动速

16、度及工况模态；立柱的振动幅值。,2023/6/1,37,2023/6/1,38,表1 岭澳二期3#汽轮发电机组轴承座振动实测值,2）测试结果,表2机组在满负荷工况下基础平台振动线位移单位：m(峰值),2023/6/1,39,2023/6/1,40,表3 基础台板扰力作用点振动线位移（峰值）单位：m,2023/6/1,41,表4 满负荷工况弹簧基础顶台板各阶模态频率、阻尼比和振型,2023/6/1,42,频率：3.50Hz,频率：6.75Hz,频率：7.50Hz,频率：9.25Hz,频率：10.50Hz,频率：23.00Hz,频率：25.00Hz,2023/6/1,43,表5 机组在满负荷工况下

17、基础减振弹簧振动测试汇总表(X：轴向、Y：横向、Z：垂向),2023/6/1,44,2023/6/1,45,表6 基础（发电机位置）六个立柱振动位移(峰值)单位:m,电机小平台振动 为提供甲方设计参考，第4阶段还在运行工况下进行了发电机下部小平台的振动测试，同时也进行了工况模态分析，测点布置及测试现场分别见下图,2023/6/1,46,电机小平台振动测点布置图,2023/6/1,47,表7 电机小平台垂直向振动位移(峰值)单位：m,机组在满负荷工况下基础,3）测试结果分析a）由表1可见，满负荷工况下汽轮发电机组各轴承座振动速度（RMS）最大值为7#轴承座垂直向为1.17mm/s，远小于ISO

18、10816-2-1997规范给出的1500转/分汽轮机发电机组轴承座振动速度均方根值判据2.8mm/s，可见该机组振动亦属A区为优良。,2023/6/1,48,b）由表3可见，弹簧基础平台板在机组满负荷工况下扰力控制点最大振动线位移为4.05m，远小于ISO10816-2-1997Mechnanical vibration-Evaluation of machine vibration by measurements on non-rotating-Part2:Land-based steam turbines and generators in excess of 50 MW要求的机组在15

19、00转/分运行时各扰力作用点的振动线位移25m，表明弹簧基础顶台板的动力特性是优良的。统观整个平台板振动（见表2），仅在测点15及35最大振动线位移为7.92m和9.63m，台板振动均为优良。,2023/6/1,49,c）基础台板与12根立柱之间的弹簧隔振器组，除2A组现场安全条件不允许外，对其余11组弹簧隔振器组上下均进行了垂向、纵向、横向同步振动采集测量，结果如表5所示。因螺旋弹簧隔振主要以垂直向隔振功能为主，此处仅列出各弹簧垂直向隔振系数（或隔振效率）。从测试结果分析，4A测点（测点15）减振效率达98.5%，从4A6B测点除5A测点外，减振效率均在85%95%之间，而且都在发电机部位，

20、相对而言汽轮机部位处1A2B部位测量减振效率较低些。这给设计者提供了第一手实测资料。（至于个别弹簧组减振效率相差悬殊，可从设计、安装角度进一步探讨。）,2023/6/1,50,d）汽轮机基础采用弹簧基础后，基础顶台板与各立柱分离，分离后的立柱振动状态究竟如何，本阶段给出了测试数据支持。由表6可见，各立柱顶部（标高16m）、柱中（标高8m）、柱底（标高0.2m）测试结果看，垂直、横向、纵向振动位移均在1.8m2.7m之间。特别是从立柱顶到底部由于弹簧隔振效应，立柱很明显呈双向微小摆动。,2023/6/1,51,e）发电机下部中间平台板，因台板较薄，常规基础经常会出现台板振动超标，为考核弹簧基础中

21、间台板振动特性，共布置了14个测点，由表7可见，位于发电机前端中心9#测点测得垂直向最大振动线位移2.781m，小台板设计优良。,2023/6/1,52,2.5第五阶段,1)测试内容第五阶段为机组满负荷运行半年后稳态试验，测试了轴承座振动速度，基础台面共33个测点的3个方向振动速度值、工频分量及对应振动位移值，弹簧隔振器上方顶板和隔振器支承面处的三个方向的振动速度。,2023/6/1,53,2）测试结果,2023/6/1,54,表1 岭澳二期3#汽轮发电机组轴承座振动实测值,2023/6/1,55,表2 机组在满负荷工况下基础平台振动线位移 单位：m(峰值),2023/6/1,58,每组减振器

22、测点布置图,2023/6/1,59,表3 减振弹簧工频(25Hz)振动测试汇总表(Z垂向),3）测试结果分析a）由表1可见，满负荷工况下汽轮发电机组各轴承座振动速度（RMS）最大值为7#轴承座垂直向为1.10mm/s，远小于ISO 10816-2-1997规范给出的1500转/分汽轮机发电机组轴承座振动速度均方根值判据2.8mm/s，可见该机组振动亦属A区。,2023/6/1,60,b）由表2可见，弹簧基础平台板在机组满负荷工况下扰力控制点最大振动线位移为4.86m，远小于ISO10816-2-1997Mechnanical vibration-Evaluation of machine vi

23、bration by measurements on non-rotating-Part2:Land-based steam turbines and generators in excess of 50 MW要求的机组在1500转/分运行时各扰力作用点的振动线位移25m，表明弹簧基础顶台板的动力特性是优良的。,2023/6/1,61,c）基础台板与12根立柱之间的弹簧隔振器组，除2A、3A、6A三组外，对其余9组弹簧隔振器组上下均进行了垂向、纵向、横向进行了同步振动采集测量，结果如表3所示。因螺旋弹簧隔振主要以垂直向隔振功能为主，此处仅列出各弹簧垂直向隔振系数（或隔振效率）。从测试结果分析，

24、4A测点（节点16）减振效率达97.0%，从整体减振效率来看，汽轮机部位相对于发电机部位的减振效率较低些。这给设计者提供了第一手实测资料。（至于个别弹簧组减振效率相差悬殊，可从设计、安装角度进一步探讨。）,2023/6/1,62,3 测试结果评价,1）岭澳核电站二期工程3号汽轮发电机组满负荷工况下，各轴承座振动速度（RMS）最大值为1.17mm/s，运行半年后已降为1.10mm/s，远小于ISO10816-2-1997规范给出的半速汽轮发电机组轴承座振动速度均方根值判据2.8mm/s，可见该机组振动属A区。,2023/6/1,63,2）弹簧基础平台板在机组满负荷工况下，扰力控制点最大振动线位移

25、为4.05m，运行半年后为4.86m，远小于ISO10816-2-1997Mechnanical vibration-Evaluation of machine vibration by measurements on non-rotating-Part2:Land-based steam turbines and generators in excess of 50 MW要求机组在半速运行时各扰力作用点的振动线位移25m，表明本弹簧基础动力设计优良。,2023/6/1,64,3）基础顶板在满负荷工况下的一阶模态频率3.5Hz，远低于25Hz工作频率和轴系实测最低阶临界转速频率15.3Hz。4

26、）弹簧隔振器组隔振效率大都在8595%之间，个别达到98.5%。5）弹簧基础立柱与顶台板分离后，立柱除垂向压缩外，横向亦呈微小摆动，立柱上下振动线位移均在1.82.7m之间。6)岭澳二期3#机自2010年9月带满负荷运行至今已经半年，机组运行正常，基座振动情况良好，表明该弹簧基础设计合理。,2023/6/1,65,4实测结果与理论计算结果比较,4.1 顶台板各横梁中心点动刚度比较表1第一阶段试验各横梁中部竖向动刚度（工频25Hz）比较 单位：1106KN/m,2023/6/1,66,*注：计算值按计算表1.3不同阻尼（0.040.01）下取平均值,2023/6/1,67,表2第二阶段试验各横梁

27、中部竖向动刚度（工频25Hz）比较 单位：1106KN/m,4.2 顶台板模态频率比较,2023/6/1,68,表3 第一阶段试验基础顶台板模态频率比较 单位：Hz,2023/6/1,69,表4 第二阶段试验基础顶台板固有频率比较 单位：Hz,2023/6/1,70,表5 满负荷工况和第二阶段的基础顶台板工作模态频率比较 单位：Hz,4.3 横梁中部振动速度比较,2023/6/1,71,表6第三阶段试验(1500rpm空载)时各横梁中部振动幅值 单位：mm/s,注：z为垂直方向，y为水平方向，下同。,4.4轴承座位置振动速度比较,表7第三阶段试验(1500rpm空载)时各轴承座位置振动幅值 单

28、位：mm/s,2023/6/1,72,表8 第四阶段试验（满负荷工况)时轴承座位置振动速度比较 单位：mm/s,2023/6/1,73,4.5理论和试验对比分析讨论,1）由表1可知，按第一阶段光台板，弹簧紧固状态下，第3、4横梁中部测点8，13，18在25Hz时的竖向动刚度为2.89106KN/m，3.16106KN/m，2.91106KN/m均以达到动刚度2106KN/m的要求，而理论计算值（按四种阻尼值下的平均值）达到8.5316.63106KN/m之间，该工况下的计算值大大高于实测值。这可能是由于计算时模拟的弹簧刚度偏大引起的。,2023/6/1,74,2）由表2可见，第二阶段设备安装完

29、毕，弹簧呈工作状态，此时各横梁中点测点均在1116.81106KN/m之间，均衡提高，垂向动刚度大大高于各轴承支承点要求的垂向动刚度值2106KN/m。而用sap2000计算的各点动刚度值普遍低于实测值。由表可见，工作状态下各横梁中心控制点的实测动刚度均高于理论计算值。各梁且较均衡，设计合理，安全可靠。,2023/6/1,75,3）由表3可见，第一阶段基础顶台板垂向固有频率第一阶、第二阶5.027、5.287与实测值8.787、11.860相差较大，达0.570.45，而较高阶频率计算与实测值相差较近。水平向第一阶摆动频率计算值为2.928，而实测值为2.268Hz。除此之外，台板固有频率计算

30、值均小于实测值。,2023/6/1,76,4）由表4可见，第二阶段平台板固有频率计算值，第二、第三阶无论是垂直方向还是水平方向均对应甚佳，且均低于实测值，在0.830.92之间，台板计算为成功。但实测的垂直向第3、4阶22.72，24.55Hz尚找不到相对应的理论计算值，特别是24.55Hz垂直向固有频率（垂直反对称振型）。由表4显而易见，机组实际工况下的台板固有频率计算值普遍低于实测值。,2023/6/1,77,5）由表5可见，满负荷工作工况下基础平台板模态频率与第二阶段设备已安装，弹簧工作状态下的固有频率特别吻合，足见此次弹簧基础实测成功，这为日后理论计算提供了实测依据。6）由表6可见，在满转速空载工况下各横梁中部振动速度幅值计算值和实测值不尽相同，高压缸前端和发电机前端的横梁中部振动理论计算与实测吻合较好，计算值略大于实测值；其他几根横梁均为计算值明显小于实测值。,2023/6/1,78,7）由表7可见，在满转速空载时各轴承座位置振动除了2#、3#、8#轴承座计算值小于实测值以外，其余均是计算值明显大于实测值，设计偏保守，是合理的。由表8可见，满负荷工况时各轴承座振动除了1#轴承的水平振动计算值和实测值接近外，其余轴承的计算值均明显大于实测值，说明设计偏保守，是合理的。,2023/6/1,79,请各位专家批评指正！谢谢大家！,2023/6/1,80,