單支撐軸系汽輪機多轉(zhuǎn)子聯(lián)合平衡法

應(yīng)光耀，吳文健，蔡文方

（國網(wǎng)浙江省電力公司電力科學(xué)研究院，杭州310014）

單支撐軸系汽輪機多轉(zhuǎn)子聯(lián)合平衡法

應(yīng)光耀，吳文健，蔡文方

（國網(wǎng)浙江省電力公司電力科學(xué)研究院，杭州310014）

在進行單支撐軸系超超臨界汽輪發(fā)電機組現(xiàn)場動平衡處理時，缺少轉(zhuǎn)子兩端的振動信息且軸振相互耦合影響，給軸系的現(xiàn)場動平衡處理帶來一定的難度。在分析單支撐軸系結(jié)構(gòu)特點的基礎(chǔ)上，通過振動矢量和振型諧分量計算，對軸系不平衡型式做出判斷，辨識出多轉(zhuǎn)子的聯(lián)合振型。由滯后角和靈敏度系數(shù)得到各轉(zhuǎn)子平面的加重方案，采用一組加重一次加到有關(guān)平面上的方法，提高了動平衡的效率和精度。工程實例證明該方法是有效的。

汽輪機；單支撐軸系；振動；動平衡

0 引言

上汽－西門子型超超臨界汽輪機由于其具有高效、節(jié)能和環(huán)保的技術(shù)優(yōu)勢，正成為我國在21世紀初期最具有競爭力的燃煤機組，僅浙江省內(nèi)已有12臺1 000 MW和6臺660 MW該類型機組投產(chǎn)。其汽輪機軸系采用特有的單支撐軸承結(jié)構(gòu)，節(jié)約廠房投資，機組結(jié)構(gòu)緊湊，優(yōu)勢明顯[1]。但是單支撐僅測試到轉(zhuǎn)子單端的振動信息，給軸系振動的識別帶來困難。機組升速率較快，運行中工頻振動不穩(wěn)定，存在軸振相互強烈耦合影響，給軸系的現(xiàn)場動平衡處理帶來很大的難度。停機時易盤車卡死，使得動平衡處理沒有第二次機會。單支撐軸系機組的振動信號特征，對動平衡精度和效率提出了更高的要求[2，3]。

通過矢量和振型諧分量計算，結(jié)合轉(zhuǎn)子臨界轉(zhuǎn)速、工作轉(zhuǎn)速下的軸振幅值、相位，辨識出多轉(zhuǎn)子的聯(lián)合振型，以軸振數(shù)據(jù)為主，引入瓦振、軸振比例因子，多轉(zhuǎn)子多平面同時一次加重，以提高單支撐軸系動平衡的平衡效率和精度。

1 機組概況

上海汽輪機廠和德國SIEMENS公司聯(lián)合設(shè)計制造的單支撐軸系超超臨界汽輪發(fā)電機組，包括1 000 MW和660 MW 2個等級。機組軸系由高壓轉(zhuǎn)子、中壓轉(zhuǎn)子、2個低壓轉(zhuǎn)子、發(fā)電機轉(zhuǎn)子及勵磁機轉(zhuǎn)子組成，各轉(zhuǎn)子之間均采用剛性聯(lián)軸節(jié)連接，高壓轉(zhuǎn)子為雙支撐，中壓轉(zhuǎn)子和2根低壓轉(zhuǎn)子都是單支撐，發(fā)電機與勵磁機轉(zhuǎn)子是三支撐結(jié)構(gòu)，其軸系布置如圖1所示。

機組振動測試系統(tǒng)配有1套VM600的TSI系統(tǒng)，可連續(xù)采集機組軸系各軸承處軸振、瓦振等參數(shù)。每道軸承座45°（X）和135°（Y）方向各配置1個渦流傳感器測量軸振，每個軸承的135°方向安裝2個相近的加速度傳感器，測量瓦振。

2 聯(lián)合平衡方法

為了解決單支撐軸系振動識別和動平衡處理難題，給出了一種聯(lián)合平衡方法。主要內(nèi)容包括：根據(jù)汽輪機現(xiàn)場的配置振動測試系統(tǒng)來分析建模，基于矢量分解計算，分離出各轉(zhuǎn)子振型；如果瓦振、軸振存在著不穩(wěn)定不平衡量的情況，需將振型矢量進行優(yōu)化修改；需加重的各個轉(zhuǎn)子振型的加重平面上的加重角度，根據(jù)各個轉(zhuǎn)子的滯后角得出；加重質(zhì)量根據(jù)靈敏度系數(shù)給出，首次加重參考加重區(qū)間的質(zhì)量數(shù)據(jù)。

2.1 轉(zhuǎn)子振型矢量計算

單支撐軸系超超臨界機組汽輪機有4個轉(zhuǎn)子、5個軸承座。機組在額定轉(zhuǎn)速3 000 r/min運行時，根據(jù)振動測試系統(tǒng)，得到各軸承座的工頻軸振矢量An（包括工頻振幅An、工頻相位αn），瓦振矢量Vn（n=1～5）。

根據(jù)諧分量振型平衡原理可以得到支撐于第n個軸承的轉(zhuǎn)子在另一端的第n-1軸承處的軸振可計算為振幅An、工頻相位αn+180，計為矢量Un（n=1～5）。

對于單支撐軸系的末端軸承5號軸承，可以認為測試得到的振動信息僅僅是反映低壓轉(zhuǎn)子2的振動，低壓轉(zhuǎn)子2兩端的振型矢量為A5和其反對稱分量U5；對于低壓轉(zhuǎn)子1，測試得到的A4和α4包含低壓轉(zhuǎn)子2的振動信息，那么低壓轉(zhuǎn)子1的4號軸承的振動矢量為A4-U5，即其振型矢量為A4-U5和其反對稱分量；同理，中壓轉(zhuǎn)子的振型矢量為A3-U4和其反對稱分量。

雖然高壓轉(zhuǎn)子為雙支撐轉(zhuǎn)子，但是2號軸振也會包含中壓轉(zhuǎn)子的振動信息，那么振動矢量A2-U3的高壓轉(zhuǎn)子的振型矢量為A2-U3和A1。一般是把高壓轉(zhuǎn)子和中壓轉(zhuǎn)子聯(lián)合起來考慮振型。

應(yīng)用上述方法識別出各個轉(zhuǎn)子兩端振動數(shù)據(jù)，還可以依據(jù)各個轉(zhuǎn)子臨界轉(zhuǎn)速下的振動和2 700 r/min后振動是否爬升，以及3 000 r/min振動幅值的大小來決定最終需加重的轉(zhuǎn)子和加重平面。

2.2 考慮不穩(wěn)定不平衡情況

平衡原始數(shù)據(jù)以軸振數(shù)據(jù)為主，優(yōu)選出符合軸振、瓦振線性比例關(guān)系的軸振數(shù)據(jù)，作為加重的參考數(shù)據(jù)。單支撐軸系的不穩(wěn)定不平衡故障特點是即使在3 000 r/min空負荷情況下，振動也不會穩(wěn)定，會出現(xiàn)持續(xù)的波動和爬升。對這類不穩(wěn)定不平衡的動平衡，需要平衡的原始振動At是3 000 r/min下的初始振動和最大振動的折中值，其計算公式為：

式中：A0為3 000 r/min初始振動；Amax為3 000 r/min滿足軸振、瓦振線性關(guān)系的振動最大值；0.6是經(jīng)驗分割系數(shù)，由多次平衡的經(jīng)驗積累所得。Amax并不一定是測試得到的振動最大值，而是符合式（1）比例關(guān)系的振動最大值。

2.3 某一加重平面的加重方向

從測量的振動相位便可知道位移高點，再依據(jù)機械滯后角即可求得不平衡加重的方向[3]。由機械振動理論和振動測試原理可知，轉(zhuǎn)子上的不平衡與不平衡引起的轉(zhuǎn)子的動撓度不在一個方向，它們之間存在一個夾角φ，稱為滯后角。一般不平衡的位置成為重點，動撓度的位置為高點，高點由振動測試的相位確定。由高點順轉(zhuǎn)動方向轉(zhuǎn)動φ角，就是不平衡的位置，而加重質(zhì)量就在其相反方向。根據(jù)鍵相器傳感器、振動傳感器位置，可修正得出振動的高點，因此利用滯后角計算出加重位置公式：

式中：β為加重的角度；α為振動測試得到的相位；γ為測振傳感器與鍵相器的夾角（以鍵相器為起點，逆轉(zhuǎn)動方向度量）；φ為滯后角。加重的角度β指：以鍵槽位置為起點，逆轉(zhuǎn)動方向到加重位置。由式（2）可知，α由振動儀器測量得到，γ根據(jù)現(xiàn)場探頭布置可得到，較為難確定的是滯后角，滯后角包括機械滯后角和儀器滯后角。

圖1 上汽-西門子單支撐軸系布置

2.4 某一加重平面的加重質(zhì)量

加重的質(zhì)量P等于振幅除以質(zhì)量響應(yīng)系數(shù)（影響系數(shù)的幅值）：

式中：At為需要平衡的原始振動；k為質(zhì)量響應(yīng)系數(shù)。不同轉(zhuǎn)子的質(zhì)量響應(yīng)系數(shù)是不同的，即便是同類轉(zhuǎn)子的質(zhì)量響應(yīng)系數(shù)有時也有較大差別。

對機組高壓轉(zhuǎn)子、中壓轉(zhuǎn)子、低壓轉(zhuǎn)子的第一次加重質(zhì)量，要有一個最小和最大的加重區(qū)間。所謂最小加重限制，就是要避免加重太小振動無變化；所謂最大加重的限制，就是要避免加重太大，如果加重失敗，會導(dǎo)致振動過大。

由此就可以得到各轉(zhuǎn)子的加重方案，可一次在多轉(zhuǎn)子多平面加重，重新開機至額定轉(zhuǎn)速，測試和評估平衡后的振動信息，根據(jù)平衡前后各轉(zhuǎn)子振型矢量數(shù)據(jù)，依次計算各轉(zhuǎn)子振型矢量的影響系數(shù)，得到振型矢量的滯后角和靈敏度系數(shù)。如果軸系振動仍未達到要求，可重復(fù)上述平衡步驟，直至平衡達標。

3 應(yīng)用實例

3.1 故障簡述

某發(fā)電廠6號機組為上汽西門子超超臨界1 000 MW，該機組在檢修后啟動，在額定轉(zhuǎn)速未帶負荷運行時，詳細數(shù)據(jù)見表1，表中軸振數(shù)據(jù)為軸振通頻值、工頻幅值和工頻相位，單位為μm/μm∠°；瓦振數(shù)據(jù)單位為mm/s。振動故障表現(xiàn)為：

（1）3號軸承座瓦振大，且瓦振出現(xiàn)波動爬升現(xiàn)象，變化劇烈。

（2）1—3號軸振偏大，且都以工頻分量為主。

（3）4號軸承座瓦振大，但軸振不大。說明轉(zhuǎn)子軸系存在殘余不平衡，需同時降低3個軸承的軸振。

3.2 動平衡計算

由于2號、3號軸振、瓦振均存在不同程度的波動爬升現(xiàn)象，根據(jù)式1選取2號、3號瓦振軸振成線性比例關(guān)系的軸振數(shù)據(jù)作為計算振型矢量的依據(jù)，1號軸振變化過于劇烈，不適合作為振型矢量計算。因此，把高壓轉(zhuǎn)子和中壓轉(zhuǎn)子作為平衡對象，以2號、3號相對穩(wěn)定的X方向軸振作為計算依據(jù)，得出3號瓦端的中壓轉(zhuǎn)子振型矢量：A3-U4＝133∠118°，其反對稱分量（2號瓦端）為133∠298°；高壓轉(zhuǎn)子的振型矢量（2號瓦端）：A2-U3＝94∠80°，因為1號軸振不可信，確定中壓轉(zhuǎn)子兩端可加反對稱分量，高壓轉(zhuǎn)子在靠2號軸承加單端分量。

根據(jù)式（2）、式（3）和加重區(qū)間，確定每端加重約0.6 kg，由于中壓轉(zhuǎn)子兩端平衡槽在相應(yīng)位置已有平衡塊，最終中壓轉(zhuǎn)子加重的方案為：在中壓轉(zhuǎn)子2號瓦端處加重0.42 kg∠160°，在中壓轉(zhuǎn)子3號瓦端處加重P3為0.63 kg∠330°。

根據(jù)式（2）、式（3）和加重區(qū)間，確定單端加重0.3 kg，由于平衡塊的實際質(zhì)量，最終高壓轉(zhuǎn)子加重的方案確定為：在高壓轉(zhuǎn)子2號瓦端處加重0.31 kg∠320°。

具體的高壓轉(zhuǎn)子和中壓轉(zhuǎn)子的振型和加重方案見圖2。

圖2 聯(lián)合振型和加重模式

實施上述3個平面的加重后，再次啟動機組至額定轉(zhuǎn)速，帶滿負荷數(shù)據(jù)見表2，表中各瓦振動數(shù)據(jù)軸振通頻值、工頻幅值和工頻相位。

表16 號機組A修啟動時各軸瓦的振動數(shù)據(jù)

工況方向1號軸承2號軸承3號軸承4號軸承11/29 11∶12 3 000 r/min X/μm Y/μm瓦振/（mm·s-1）24 21 1 75 38 1.8 30 18 1.7 58 30 2.9 11/29 19∶26 500 MW X/μm Y/μm瓦振/（mm·s-1）46 24 0.8 42 32 1.6 23 19 2.3 52 22 2.9 12/1 8∶34 1 000 MW X/μm Y/μm瓦振/（mm·s-1）28 17 1.1 56 40 1.8 39 19 3.3 64 25 3.1

從表2可以看出，按照前述方法計算出來的加重方案，僅一次加重即大幅度降低1—3號軸振以及3號、4號瓦振，使各瓦的軸振、瓦振均達到優(yōu)良水平，也使瓦振的波動次數(shù)和波動幅度均大為降低。

4 結(jié)論

（1）針對單支撐軸系振動識別難問題，基于諧分量矢量計算，建立了單支撐軸系轉(zhuǎn)子振型，綜合考慮不穩(wěn)定不平衡量的影響，根據(jù)滯后角和質(zhì)量影響系數(shù)，直接給出各轉(zhuǎn)子振型的加重質(zhì)量和角度，一次加重在各轉(zhuǎn)子平面上。實現(xiàn)多轉(zhuǎn)子多平面一次加重。

（2）應(yīng)用該單支撐多轉(zhuǎn)子聯(lián)合平衡方法，正確識別出某機的轉(zhuǎn)子振型，并計算出動平衡質(zhì)量和角度，一次加重成功使得軸系達到優(yōu)秀值。該方法已在實際工程中得到成功的應(yīng)用，具有更高的精度和效率。

[1]江哲生，董衛(wèi)國，毛國光.國產(chǎn)1 000 MW超超臨界機組技術(shù)綜述[J].電力建設(shè)，2007，28（8）∶6-13.

[2]吳文健，童小忠，應(yīng)光耀，等.單支撐超超臨界1 000 MW汽輪發(fā)電機組振動診斷及處理[J].浙江電力，2011，30（10）∶32-36.

[3]趙衛(wèi)正，陳杰.660 MW超超臨界機組振動原因分析與處理[J].浙江電力，2014，33（11）∶49-51.

（本文編輯：徐晗）

Multi-rotor Integrated Balancing Method of Single-shafting Steam Turbines

YING Guangyao，WU Wenjian，CAI Wenfang
（State Grid Zhejiang Electric Power Research Institute，Hangzhou 310014，China）

In field dynamic balancing of single-shafting ultra-supercritical steam turbine generators，it lacks vibration information of both ends；besides，the shaft vibrations couple to each other and have mutually influence，which brings difficulties to field dynamic shaft balancing.By analyzing the single-shafting structure，the paper determines the type of shaft unbalance and recognizes vibration mode of multiple rotors.The weighting scheme of rotor surface is determined by lag angle and sensitivity coefficient.The scheme is implemented by weighting a group each time on the surface，which improves the efficiency and precision of the dynamic balance.It is shown by engineering practice that the method is effective.

steam turbine；single-shafting；vibration；dynamic balance

項目：國家自然科學(xué)基金資助項目（51275452）；國網(wǎng)浙江省電力公司科技項目（5211DS14005B）

TK268+.1

B

1007-1881（2017）01-0050-04

2016-10-21

應(yīng)光耀（1980），男，高級工程師，主要從事汽輪發(fā)電機組故障診斷及處理工作。