單支撐軸系汽輪機多轉子聯合平衡法

應光耀，吳文健，蔡文方

（國網浙江省電力公司電力科學研究院，杭州310014）

單支撐軸系汽輪機多轉子聯合平衡法

應光耀，吳文健，蔡文方

（國網浙江省電力公司電力科學研究院，杭州310014）

在進行單支撐軸系超超臨界汽輪發電機組現場動平衡處理時，缺少轉子兩端的振動信息且軸振相互耦合影響，給軸系的現場動平衡處理帶來一定的難度。在分析單支撐軸系結構特點的基礎上，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，辨識出多轉子的聯合振型。由滯后角和靈敏度系數得到各轉子平面的加重方案，采用一組加重一次加到有關平面上的方法，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、節能和環保的技術優勢，正成為我國在21世紀初期最具有競爭力的燃煤機組，僅浙江省內已有12臺1 000 MW和6臺660 MW該類型機組投產。其汽輪機軸系采用特有的單支撐軸承結構，節約廠房投資，機組結構緊湊，優勢明顯[1]。但是單支撐僅測試到轉子單端的振動信息，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定，存在軸振相互強烈耦合影響，給軸系的現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，結合轉子臨界轉速、工作轉速下的軸振幅值、相位，辨識出多轉子的聯合振型，以軸振數據為主，引入瓦振、軸振比例因子，多轉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公司聯合設計制造的單支撐軸系超超臨界汽輪發電機組，包括1 000 MW和660 MW 2個等級。機組軸系由高壓轉子、中壓轉子、2個低壓轉子、發電機轉子及勵磁機轉子組成，各轉子之間均采用剛性聯軸節連接，高壓轉子為雙支撐，中壓轉子和2根低壓轉子都是單支撐，發電機與勵磁機轉子是三支撐結構，其軸系布置如圖1所示。

機組振動測試系統配有1套VM600的TSI系統，可連續采集機組軸系各軸承處軸振、瓦振等參數。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，給出了一種聯合平衡方法。主要內容包括：根據汽輪機現場的配置振動測試系統來分析建模，基于矢量分解計算，分離出各轉子振型；如果瓦振、軸振存在著不穩定不平衡量的情況，需將振型矢量進行優化修改；需加重的各個轉子振型的加重平面上的加重角度，根據各個轉子的滯后角得出；加重質量根據靈敏度系數給出，首次加重參考加重區間的質量數據。

2.1 轉子振型矢量計算

單支撐軸系超超臨界機組汽輪機有4個轉子、5個軸承座。機組在額定轉速3 000 r/min運行時，根據振動測試系統，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）。

根據諧分量振型平衡原理可以得到支撐于第n個軸承的轉子在另一端的第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子2的振動，低壓轉子2兩端的振型矢量為A5和其反對稱分量U5；對于低壓轉子1，測試得到的A4和α4包含低壓轉子2的振動信息，那么低壓轉子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，中壓轉子的振型矢量為A3-U4和其反對稱分量。

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

應用上述方法識別出各個轉子兩端振動數據，還可以依據各個轉子臨界轉速下的振動和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子和加重平面。

2.2 考慮不穩定不平衡情況

平衡原始數據以軸振數據為主，優選出符合軸振、瓦振線性比例關系的軸振數據，作為加重的參考數據。單支撐軸系的不穩定不平衡故障特點是即使在3 000 r/min空負荷情況下，振動也不會穩定，會出現持續的波動和爬升。對這類不穩定不平衡的動平衡，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、瓦振線性關系的振動最大值；0.6是經驗分割系數，由多次平衡的經驗積累所得。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，轉子上的不平衡與不平衡引起的轉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。由高點順轉動方向轉動φ角，就是不平衡的位置，而加重質量就在其相反方向。根據鍵相器傳感器、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根據現場探頭布置可得到，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量

加重的質量P等于振幅除以質量響應系數（影響系數的幅值）：

式中：At為需要平衡的原始振動；k為質量響應系數。不同轉子的質量響應系數是不同的，即便是同類轉子的質量響應系數有時也有較大差別。

對機組高壓轉子、中壓轉子、低壓轉子的第一次加重質量，要有一個最小和最大的加重區間。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，會導致振動過大。

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

3 應用實例

3.1 故障簡述

某發電廠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，在額定轉速未帶負荷運行時，詳細數據見表1，表中軸振數據為軸振通頻值、工頻幅值和工頻相位，單位為μm/μm∠°；瓦振數據單位為mm/s。振動故障表現為：

（1）3號軸承座瓦振大，且瓦振出現波動爬升現象，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象，根據式1選取2號、3號瓦振軸振成線性比例關系的軸振數據作為計算振型矢量的依據，1號軸振變化過于劇烈，不適合作為振型矢量計算。因此，把高壓轉子和中壓轉子作為平衡對象，以2號、3號相對穩定的X方向軸振作為計算依據，得出3號瓦端的中壓轉子振型矢量：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，確定中壓轉子兩端可加反對稱分量，高壓轉子在靠2號軸承加單端分量。

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

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

具體的高壓轉子和中壓轉子的振型和加重方案見圖2。

圖2 聯合振型和加重模式

實施上述3個平面的加重后，再次啟動機組至額定轉速，帶滿負荷數據見表2，表中各瓦振動數據軸振通頻值、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據

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、瓦振均達到優良水平，也使瓦振的波動次數和波動幅度均大為降低。

4 結論

（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子振型，綜合考慮不穩定不平衡量的影響，根據滯后角和質量影響系數，直接給出各轉子振型的加重質量和角度，一次加重在各轉子平面上。實現多轉子多平面一次加重。

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

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

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

[3]趙衛正，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：國家自然科學基金資助項目（51275452）；國網浙江省電力公司科技項目（5211DS14005B）

TK268+.1

B

1007-1881（2017）01-0050-04

2016-10-21

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