单支撑轴系汽轮机多转子联合平衡法

单支撑轴系汽轮机多转子联合平衡法
应光耀;吴文健;蔡文方
【摘要】在进行单支撑轴系超超临界汽轮发电机组现场动平衡处理时,缺少转子两端的振动信息且轴振相互耦合影响,给轴系的现场动平衡处理带来一定的难度.在分析单支撑轴系结构特点的基础上,通过振动矢量和振型谐分量计算,对轴系不平衡型式做出判断,辨识出多转子的联合振型.由滞后角和灵敏度系数得到各转子平面的加重方案,采用一组加重一次加到有关平面上的方法,提高了动平衡的效率和精度.工程实例证明该方法是有效的.
【期刊名称】《浙江电力》
【年(卷),期】2017(036)001
【总页数】4页(P50-53)
【关键词】汽轮机;单支撑轴系;振动;动平衡
【作者】应光耀;吴文健;蔡文方
【作者单位】国网浙江省电力公司电力科学研究院, 杭州 310014;国网浙江省电力公司电力科学研究院, 杭州 310014;国网浙江省电力公司电力科学研究院, 杭州310014
【正文语种】中文
【中图分类】TK268+.1
上汽－西门子型超超临界汽轮机由于其具有高效、节能和环保的技术优势，正成为我国在21世纪初期最具有竞争力的燃煤机组，仅浙江省内已有12台1 000 MW
和6台660 MW该类型机组投产。

其汽轮机轴系采用特有的单支撑轴承结构，节约厂房投资，机组结构紧凑，优势明显[1]。

但是单支撑仅测试到转子单端的振动
信息，给轴系振动的识别带来困难。

机组升速率较快，运行中工频振动不稳定，存在轴振相互强烈耦合影响，给轴系的现场动平衡处理带来很大的难度。

停机时易盘车卡死，使得动平衡处理没有第二次机会。

单支撑轴系机组的振动信号特征，对动平衡精度和效率提出了更高的要求[2，3]。

通过矢量和振型谐分量计算，结合转子临界转速、工作转速下的轴振幅值、相位，辨识出多转子的联合振型，以轴振数据为主，引入瓦振、轴振比例因子，多转子多平面同时一次加重，以提高单支撑轴系动平衡的平衡效率和精度。

上海汽轮机厂和德国SIEMENS公司联合设计制造的单支撑轴系超超临界汽轮发电机组，包括1 000 MW和660 MW 2个等级。

机组轴系由高压转子、中压转子、2个低压转子、发电机转子及励磁机转子组成，各转子之间均采用刚性联轴节连接，高压转子为双支撑，中压转子和2根低压转子都是单支撑，发电机与励磁机转子
是三支撑结构，其轴系布置如图1所示。

机组振动测试系统配有1套VM600的TSI系统，可连续采集机组轴系各轴承处轴振、瓦振等参数。

每道轴承座45°（X）和135°（Y）方向各配置1个涡流传感器测量轴振，每个轴承的135°方向安装2个相近的加速度传感器，测量瓦振。

为了解决单支撑轴系振动识别和动平衡处理难题，给出了一种联合平衡方法。

主要内容包括：根据汽轮机现场的配置振动测试系统来分析建模，基于矢量分解计算，分离出各转子振型；如果瓦振、轴振存在着不稳定不平衡量的情况，需将振型矢量进行优化修改；需加重的各个转子振型的加重平面上的加重角度，根据各个转子的滞后角得出；加重质量根据灵敏度系数给出，首次加重参考加重区间的质量数据。

2.1 转子振型矢量计算
单支撑轴系超超临界机组汽轮机有4个转子、5个轴承座。

机组在额定转速3 000
r/min运行时，根据振动测试系统，得到各轴承座的工频轴振矢量An（包括工频
振幅An、工频相位αn），瓦振矢量Vn（n=1～5）。

根据谐分量振型平衡原理可以得到支撑于第n个轴承的转子在另一端的第n-1轴
承处的轴振可计算为振幅An、工频相位αn+180，计为矢量Un（n=1～5）。

对于单支撑轴系的末端轴承5号轴承，可以认为测试得到的振动信息仅仅是反映
低压转子2的振动，低压转子2两端的振型矢量为A5和其反对称分量U5；对于低压转子1，测试得到的A4和α4包含低压转子2的振动信息，那么低压转子1
的4号轴承的振动矢量为A4-U5，即其振型矢量为A4-U5和其反对称分量；同理，中压转子的振型矢量为A3-U4和其反对称分量。

虽然高压转子为双支撑转子，但是2号轴振也会包含中压转子的振动信息，那么
振动矢量A2-U3的高压转子的振型矢量为A2-U3和A1。

一般是把高压转子和中压转子联合起来考虑振型。

应用上述方法识别出各个转子两端振动数据，还可以依据各个转子临界转速下的振动和2 700 r/min后振动是否爬升，以及3 000 r/min振动幅值的大小来决定最
终需加重的转子和加重平面。

2.2 考虑不稳定不平衡情况
平衡原始数据以轴振数据为主，优选出符合轴振、瓦振线性比例关系的轴振数据，作为加重的参考数据。

单支撑轴系的不稳定不平衡故障特点是即使在3 000 r/min 空负荷情况下，振动也不会稳定，会出现持续的波动和爬升。

对这类不稳定不平衡的动平衡，需要平衡的原始振动At是3 000 r/min下的初始振动和最大振动的折中值，其计算公式为：
式中：A0为3 000 r/min初始振动；Amax为3 000 r/min满足轴振、瓦振线性关系的振动最大值；0.6是经验分割系数，由多次平衡的经验积累所得。

Amax并不一定是测试得到的振动最大值，而是符合式（1）比例关系的振动最大值。

2.3 某一加重平面的加重方向
从测量的振动相位便可知道位移高点，再依据机械滞后角即可求得不平衡加重的方向[3]。

由机械振动理论和振动测试原理可知，转子上的不平衡与不平衡引起的转
子的动挠度不在一个方向，它们之间存在一个夹角φ，称为滞后角。

一般不平衡
的位置成为重点，动挠度的位置为高点，高点由振动测试的相位确定。

由高点顺转动方向转动φ角，就是不平衡的位置，而加重质量就在其相反方向。

根据键相器
传感器、振动传感器位置，可修正得出振动的高点，因此利用滞后角计算出加重位置公式：
式中：β为加重的角度；α为振动测试得到的相位；γ为测振传感器与键相器的夹角（以键相器为起点，逆转动方向度量）；φ为滞后角。

加重的角度β指：以键
槽位置为起点，逆转动方向到加重位置。

由式（2）可知，α由振动仪器测量得到，γ根据现场探头布置可得到，较为难确定的是滞后角，滞后角包括机械滞后角和仪器滞后角。

2.4 某一加重平面的加重质量
加重的质量P等于振幅除以质量响应系数（影响系数的幅值）：
式中：At为需要平衡的原始振动；k为质量响应系数。

不同转子的质量响应系数
是不同的，即便是同类转子的质量响应系数有时也有较大差别。

对机组高压转子、中压转子、低压转子的第一次加重质量，要有一个最小和最大的加重区间。

所谓最小加重限制，就是要避免加重太小振动无变化；所谓最大加重的限制，就是要避免加重太大，如果加重失败，会导致振动过大。

由此就可以得到各转子的加重方案，可一次在多转子多平面加重，重新开机至额定转速，测试和评估平衡后的振动信息，根据平衡前后各转子振型矢量数据，依次计算各转子振型矢量的影响系数，得到振型矢量的滞后角和灵敏度系数。

如果轴系振动仍未达到要求，可重复上述平衡步骤，直至平衡达标。

3.1 故障简述
某发电厂6号机组为上汽西门子超超临界1 000 MW，该机组在检修后启动，在
额定转速未带负荷运行时，详细数据见表1，表中轴振数据为轴振通频值、工频幅值和工频相位，单位为μm/μm∠°；瓦振数据单位为mm/s。

振动故障表现为：（1）3号轴承座瓦振大，且瓦振出现波动爬升现象，变化剧烈。

（2）1—3号轴振偏大，且都以工频分量为主。

（3）4号轴承座瓦振大，但轴振不大。

说明转子轴系存在残余不平衡，需同时降
低3个轴承的轴振。

3.2 动平衡计算
由于2号、3号轴振、瓦振均存在不同程度的波动爬升现象，根据式1选取2号、3号瓦振轴振成线性比例关系的轴振数据作为计算振型矢量的依据，1号轴振变化过于剧烈，不适合作为振型矢量计算。

因此，把高压转子和中压转子作为平衡对象，以2号、3号相对稳定的X方向轴振作为计算依据，得出3号瓦端的中压转子振
型矢量：A3-U4＝133∠118°，其反对称分量（2号瓦端）为133∠298°；高压转
子的振型矢量（2号瓦端）：A2-U3＝94∠80°，因为1号轴振不可信，确定中压
转子两端可加反对称分量，高压转子在靠2号轴承加单端分量。

根据式（2）、式（3）和加重区间，确定每端加重约0.6 kg，由于中压转子两端
平衡槽在相应位置已有平衡块，最终中压转子加重的方案为：在中压转子2号瓦
端处加重0.42 kg∠160°，在中压转子3号瓦端处加重P3为0.63 kg∠330°。

根据式（2）、式（3）和加重区间，确定单端加重0.3 kg，由于平衡块的实际质量，最终高压转子加重的方案确定为：在高压转子2号瓦端处加重0.31 kg∠320°。

具体的高压转子和中压转子的振型和加重方案见图2。

实施上述3个平面的加重后，再次启动机组至额定转速，带满负荷数据见表2，表中各瓦振动数据轴振通频值、工频幅值和工频相位。

从表2可以看出，按照前述方法计算出来的加重方案，仅一次加重即大幅度降低1—3号轴振以及3号、4号瓦振，使各瓦的轴振、瓦振均达到优良水平，也使瓦振的波动次数和波动幅度均大为降低。

（1）针对单支撑轴系振动识别难问题，基于谐分量矢量计算，建立了单支撑轴系转子振型，综合考虑不稳定不平衡量的影响，根据滞后角和质量影响系数，直接给出各转子振型的加重质量和角度，一次加重在各转子平面上。

实现多转子多平面一次加重。

（2）应用该单支撑多转子联合平衡方法，正确识别出某机的转子振型，并计算出动平衡质量和角度，一次加重成功使得轴系达到优秀值。

该方法已在实际工程中得到成功的应用，具有更高的精度和效率。

【相关文献】
[1]江哲生，董卫国，毛国光.国产1 000 MW超超临界机组技术综述[J].电力建设，2007，28（8）∶6-13.
[2]吴文健，童小忠，应光耀，等.单支撑超超临界1 000 MW汽轮发电机组振动诊断及处理[J].浙江电力，2011，30（10）∶32-36.
[3]赵卫正，陈杰.660 MW超超临界机组振动原因分析与处理[J].浙江电力，2014，33（11）∶49-51.。