大型汽轮机转子现场动平衡分析与处理

陈锦程

(厦门东亚机械工业股份有限公司， 福建厦门 361100)

高速旋转机械的转子不平衡受许多因素影响，即引起振动的原因有很多，特别是大型的汽轮机转子高速动平衡是一个复杂的过程。目前，电厂的振动故障主要分为强迫振动和自激振动两类，其中强迫振动占90% 以上，而现场发生的振动故障中，约80%是由轴系直接或间接质量不平衡造成的[1]。

笔者分析了质量不平衡引起振动的机理及特征，提出一种近似处理方法。针对某电厂600 MW超临界汽轮发电机组大修后振动大的情况，进行全面测试与分析后，判断启停机转子过临界转速时振动大的主要原因是高中压转子存在较大的质量不平衡。使用该近似处理方法，通过一次停机就可以确定不平衡量的方向和大小；在不揭缸的情况下，一次性完成动平衡调整。而传统的矢量平衡法需要先试加平衡块后进行启机试验，通过矢量三角形计算才能确定不平衡量的方向和大小，至少需要通过两次启停机加平衡块才能完成动平衡调整[2]。

1 质量不平衡引起振动的机理及其近似处理

1.1 挠性转子振动理论基础

汽轮机转子为挠性转子，质量不平衡会引起很大的基频振动：当转子转速一定时，振幅和相位(简称幅相)通常是稳定的；当转子转速超过临界转速时，由于共振，会使振幅显著增大；当转速超过临界转速后，振幅会很快回落。

挠性转子的运动微分方程为：

式中：M为转子质量；c为阻尼系数；k为系统刚度；ε为不平衡偏心距；Ω为转速[3]；t为时间变量；β为不平衡量的相位。

令r=x+jy，整理式(1)得：

(2)

式中：ω为转子固有频率。

(3)

(4)

为便于理解，当Ωt+β=0时，旋转矢量的实部落在实数坐标x轴上，而虚部平行于虚数坐标y轴[3](见图1)。

图1 Ωt+β=0时的

(5)

1.2 近似处理方法

当η趋近于1,即转子的转速接近临界转速时，tanα趋近于无穷大，即α为90°，则

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(7)

不平衡量U为：

(8)

2 质量不平衡故障分析与处理

2.1 机组概况

该电厂1号600 MW超临界汽轮发电机组，汽轮机为超临界、单轴、三缸四排汽、高中压合缸的汽轮机。汽轮机转子轴瓦分布见图2，各转子的一阶临界转速、二阶临界转速和转子质量见表1。

HP—高压缸；IP—中压缸；LP—低压缸；G—发电机；E—励磁机。

表1 汽轮机临界转速及转子质量

2.2 振动特征

停机大修后启机时，在暖机过程中转子通过临界转速时，高中压缸转子两端轴瓦，即1号轴瓦和2号轴瓦振动较大，幅相轨迹见图3、图4(图中离中心点的距离为振幅，单位为μm；角度代表振幅的相位；轨迹线上的数字为该点的转速，单位为r/min)。

图3 调整前1号轴瓦幅相轨迹图

图4 调整前2号轴瓦幅相轨迹图

从图3、图4可以看出： 1号轴瓦转速为1 720 r/min时，振幅最大为64 μm，2号轴瓦转速为1 720 r/min时，振幅最大为90 μm。转子在一阶临界转速(1 625 r/min)附近时，振幅明显加大，通过临界转速后振幅很快减小，且1号轴瓦与2号轴瓦的幅相变化基本相同，符合质量不平衡产生一阶振动的特征，判断为转子质量不平衡造成的振动。

2.3 故障处理

由图3、图4可以看出：当转子在一阶临界转速(1 625 r/min)时，1号轴瓦的振动相位为130°，2号轴瓦的振动相位为135°，平均振动相位132.5°，所以不平衡量U的相位为42.5°，应加平衡块的位置为222.5°。

由式(8)及表1计算可得M=32.2 t 。

因此在4个位置上加平衡块，每块平衡块的质量为277 g(见图5)。

PL-1—调端平衡面；PL-2—中间平衡面；PL-3—电端平衡面。图5 平衡块添加位置记录

3 结果与分析

按上述方案调整后1号轴瓦、2号轴瓦的幅相轨迹图见图6、图7。从图6、图7可以看出：振幅与调整前对比明显减小，其中1号轴瓦最大振幅为43 μm，2号轴瓦最大振幅为60 μm，均符合设计要求。

图6 调整后1号轴瓦幅相轨迹图

图7 调整后2号轴瓦幅相轨迹图

4 结语

针对某电厂600 MW超临界汽轮发电机组停机大修后1号轴瓦和2号轴瓦振动过大，通过分析判断为转子质量不平衡引起的振动，提出一种近似处理方法计算出不平衡量的大小和方位，一次性完成动平衡调整，取得良好效果。

在预知转子临界转速的条件下，使用该方法只需要启停机一次，就可以确定不平衡量的方向和大小，一次性完成动平衡调整。与传统的矢量平衡法相比，该近似处理方法可以减少机组启停次数，减少机组在质量不平衡情况下多次启停发生事故的危险，节省动平衡调整的时间和能源。