某350MW汽轮发电机组多平面一次加重振动测试分析

王 羽， 徐伟轩， 郭宝仁

（华电电力科学研究院，辽宁 沈阳 110000）

0 引言

振动作为大型汽轮发电机组运行中的一个非常重要的指标，其好坏严重影响着机组的安全运行，因此，严格控制汽轮发电机组的振动大小是不可或缺的。机组的振动与汽轮机的结构、制造、安装、运行方式等都有着密切的关系，而影响机组振动最为明显的因素是转子存在质量不平衡、热不平衡等[1-4]。

1 机组简介

某电厂一台汽轮机为350 MW亚临界、一次中间再热、单轴、双缸双排汽凝汽反动式汽轮机。轴系由1根高中压转子、1根低压转子、1根发电机转子组成，有6个支承轴承及1个推力轴承，支承轴承为4瓦块可倾瓦，这种轴承具有稳定性好，自动对中能力强的优点，支承轴承座均为落地式。转子之间通过刚性联轴器连接，联轴器分别与前后转子整体地锻在一起，其示意图见图1。

图1 汽轮机轴系轴承分布图Fig.1 Bearing distribution of the turbine shaft

每根转子的前后本体内端面和高中压转子的中间面各有一个动平衡面，沿每个平衡面圆周均布螺孔，可以实现不揭缸进行动平衡加重，联轴器螺栓位置处也可进行加重。

2 振动情况及原因分析

2.1 振动情况

对机组从209 MW负荷到停机阶段进行了振动测量，各轴承处的轴振动见表1。

通过查阅启动历史数据，机组加负荷振动变化趋势与停机降负荷时相反，即1号轴承处轴振动随负荷增加而减小，其余各轴承处轴振动随负荷增加而增大，启停时振动变化量值基本相同。

转子通过临界转速时，发电机及低压转子振动均不大，最大振动未超过100 μm；高中压转子振动偏大，最大为1X方向，其振动值最大达190μm。

表1 加重前各工况下轴相对振动值Tab.1 The relative vibration under each condition before balancing

2.2 振动原因分析

（1）临界转速时振动

机组通过各转子临界转速时，发电机及低压转子振动不大，高中压转子高压侧振动偏大。转速为1640 r/min时，轴振动工频值，1X、2X分别为170 μm/114 º、118 μm/161 º，1Y、2Y分别为146 μm/203º、95 μm/245º，计算得知1、2号轴振动分量以同相为主。通过对降速过程的伯德图分析（如图2所示），可以看出，高中压转子存在质量不平衡。

（2）额定转速时振动

机组解列后，3000 r/min额定转速时，所有轴承处轴振动都在报警值内，最大为112μm，并且除1号轴振动外，其余轴振动都小于带负荷时振动。

（3）带负荷时振动

209MW负荷与解列前额定转速相比，5X工频振动值大58μm，6X大28μm，相位基本不变，5X、6X两端轴振动呈同相，以工频振动为主，过临界时振动不大，该振动呈现3阶振型，应是低发对轮连接过程存在缺陷引起。

低压转子两端的轴振动随负荷增加而增加，降低负荷振动略有回降，负荷稳定一段时间后，振动基本不变。振动以工频为主，相位有30º左右的变化量。209MW负荷与解列前额定转速相比，3Y、4X、4Y工频振动有60μm左右的增量，3X工频振动有34μm的增量，两端轴振动反相分量居多。

高中压转子两端的轴振动与有功负荷有关，1号轴振动随负荷增加而减小，2号轴振动随负荷增加而增加，负荷稳定一段时间后，振动稳定。209 MW负荷与解列前额定转速相比，1号轴承工频振动有50μm左右的减量，2号轴承工频振动有40μm左右的增量；Y向以同相分量为主，X向同相及反相振动分量各占一半。

3 加重方案及结果

3.1 多平面平衡技巧

同时进行多转子多平面平衡是一项非常困难的技术。首先，需要判断不平衡的激振力来源，包括转子的质量不平衡、热不平衡、转子弯曲等，进而选择加重平面。

理想情况下，加重质量只对所在的转子产生影响，并且一、二阶振型具有正交性，互不干扰，但实际上并非如此，因此，在加重时各转子之间以及各阶振型之间的相互影响也需要进行考虑，带负荷工况下，也需要考虑转子的热变量。

在此基础上，借鉴同类型机组的振动响应数据，结合检修与运行信息，对加重质量及角度进行了修正。加重时以带负荷工况为主，兼顾临界转速及工作转速下的振动。

3.2 加重方案

转速一定时，振动比较稳定，再现性较好，可排除摩擦、部件松动等影响；振动以工频为主，其他频率分量不大，从振动性质上讲，属于转子质量不平衡引起的强迫振动。

现场高速动平衡可以减小转子质量不平衡以及热变量引起的振动，进而可以降低临界转速、工作转速及带负荷阶段的振动值，具体加重方案如下。

高中压转子本体内：高压端面加重150g/320°，高中压中间面加重560 g/220°，中压端面加重200 g/300°。低压转子本体内：3瓦侧加重210 g/220°，4瓦侧加重210 g/40°。对轮处：4、5瓦对轮处（低发对轮）加重260g/45°。

3.3 加重后振动测试

加重后，对该汽轮机的启机及带负荷阶段都进行了测量。由于在冲转过程中高中压转子有轻微碰磨，而随着带负荷稳定之后，振动则有所降低。最终，在多平面一次加重之后，高中压转子过临界、空转以及带负荷等工况下（受电网负荷限制，机组经常在220 MW以下负荷运行），整个轴系的轴振均小于100 μm，使机组处于安全运行的范围内，具体数据见表2。

表2 加重后各工况下轴相对振动值Tab.2 The relative vibration under each condition after balancing

图2 加重前1X伯德图Fig.2 Bode diagram of 1X before balancing

图3 加重后1X伯德图Fig.3 Bode diagram of 1X after balancing

图4 加重前2X伯德图Fig.4 Bode diagram of 2X before balancing

图5 加重后2X伯德图Fig.5 Bode diagram of 2X after balancing

图6 加重前5X伯德图Fig.6 Bode diagram of 5X before balancing

图7 加重后5X伯德图Fig.7 Bode diagram of 5X after balancing

4 结论

对于高中压转子、低压转子以及发电机转子在过临界、工作转速空转和带负荷等工况下多个轴承处轴振动偏大的问题，通常手段是对单转子单工况分别采用影响系数法进行动平衡，这就需要机组多次启停。

本文采用多平面多工况无试重的动平衡技术一次加重将各振动值都降至满足机组安全运行的状态，大大减少了机组启停次数，最大程度节约了启停成本。对同类型机组有一定的借鉴意义，也可以将其进行推广。

图8 加重前6X伯德图Fig.8 Bode diagram of 6X before balancing

图9 加重后6X伯德图Fig.9 Bode diagram of 6X after balancing

[1]寇胜利.汽轮发电机组的振动及现场平衡[M].北京：中国电力出版社,2007.

[2]钟一谔,何衍宗,王正.转子动力学[M].北京:清华大学出版社,1987.

[3]安胜利,杨黎明.转子现场动平衡技术[M].北京：国防工业出版社,2007.

[4]郭宝仁,常浩,汽轮发电机组振动诊断技术问答[M].北京:中国电力出版社,2016.