兩平面動平衡在動葉可調雙級軸流式風機中的應用

趙衛正， 陳 杰， 周仁米， 顧偉飛， 華 敏

(浙江浙能技術研究院有限公司， 杭州 310003)

一次風機作為火電廠鍋爐系統中重要設備，主要功能是將干燥的煤粉送入鍋爐爐膛，使鍋爐安全、穩定燃燒。近年來，動葉可調雙級葉輪軸流式結構的一次風機在大型火電機組得到廣泛應用。動葉可調雙級軸流式一次風機通過液壓裝置來調整葉輪動葉的安裝角，實現對風壓和風量的調整，具有效率高、調節靈活等特點。一次風機在長期運行中，風機中輸送的煤粉會對兩級葉輪葉片產生磨損和堆積，引起轉子質量不平衡，造成振動超標[1-3]。

由于動葉可調雙級軸流式一次風機采用前后兩級葉輪，兩級葉輪都會因磨損造成質量不平衡。對于雙級葉輪都存在質量不平衡的一次風機，大多數情況下通過單級葉輪加重可同時減小各測點振動，但也會碰到單級葉輪加重無法同時減小各測點振動，在降低某一側振動的同時將另一側的振動增大，這時需要考慮兩級葉輪同時加重處理。

筆者分析了某電廠動葉雙級軸流式一次風機異常振動故障原因，嘗試對一級和二級葉輪分別進行單平面動平衡處理，分析單平面加重無法降低振動的原因，提出兩平面同時動平衡處理方案。

1 兩平面動平衡原理

某轉子由軸承A和軸承B兩端支撐，軸承A和軸承B各裝有振動測點。轉子上有兩個加重平面，分別為Ⅰ-Ⅰ平面和Ⅱ-Ⅱ平面，兩平面動平衡示意圖見圖1。

圖1 雙面動平衡示意圖

將轉子升速至工作轉速，測得轉子兩端軸承A和軸承B的振動分別為A0和B0。在Ⅰ-Ⅰ平面試加重質量為P1，將轉速升至工作轉速，測得軸承A和軸承B的振動分別為A1和B1。計算P1對軸承A和軸承B的影響系數k1A、k1B分別為：

(1)

(2)

取下加重P1，在Ⅱ-Ⅱ平面試加重質量為P2，測得工作轉速下軸承A和軸承B的振動分別為A2和B2。計算試加重P2對軸承A和軸承B的影響系數k2A、k2B分別為：

(3)

(4)

假設在Ⅰ-Ⅰ平面和Ⅱ-Ⅱ平面分別加重質量為Q1和Q2，根據影響系數和振動變化的對應關系，Q1和Q2對軸承A的振動變化量為Q1×k1A+Q2×k2A，加重后振動變化量與原始振動A0相反，可得：

Q1×k1A+Q2×k2A+A0=0

(5)

同理，可得：

Q1×k1B+Q2×k2B+B0=0

(6)

聯立式(5)和式(6)，可求得Q1和Q2[4-6]。

2 振動測試與分析

2.1 風機軸系布置

某火電廠600 MW機組鍋爐系統的一次風機采用動葉可調雙級軸流式結構，風機由一臺電動機驅動，工作轉速為1 498 r/min，電動機轉子和風機轉子通過撓性聯軸器相連，其軸系結構見圖2。整個軸系由四個滾動軸承支撐，其中風機轉子由1號和2號軸承支撐，兩個軸承布置在同一軸承箱內。風機軸承箱位于風機一級和二級葉輪之間，通過支撐筋與風機外殼相連。

圖2 一次風機軸系示意圖

2.2 振動測點布置

該一次風機驅動電動機兩側軸承振動均較小，主要是風機側1號和2號軸承振動偏大。1號和2號軸承位于同一軸承箱內，在水平和垂直方向分別安裝了速度傳感器用于測量軸承振動；鍵相探頭安裝在水平方向，用于測量轉速和振動相位。1號和2號軸承振動測點布置分別見圖3和圖4。

圖3 1號軸承振動測點布置

圖4 2號軸承振動測點布置

2.3 振動測試

據電廠運行人員反映，該一次風機運行中電動機側振動較小，而風機側振動偏大。在檢查性大修中進行解體，大修結束后風機側振動仍然偏高，接近報警值，威脅到設備的安全穩定運行。

一次風機啟動到工作轉速1 498 r/min時，將速度傳感器測得的速度信號轉換成位移信號，記錄啟動后各工況下風機側軸承振動數據(見表1，數據表示：通頻值/一倍頻振幅∠相位)。

表1 一次風機工作轉速下原始振動數據 μm/μm∠(°)

從表1數據可以看出：除了2號軸承水平方向振動不大，其余三個測點振動均嚴重超標。

2.4 振動分析

根據所測量的振動數據，發現該一次風機振動有以下幾點特征：

(1) 各測點振動均以一倍頻為主，沒有明顯的高頻和低頻分量。

(2) 對比剛定速時和定速后30 min的數據，一倍頻振動幅值和相位變化較小，振動基本維持穩定。

(3) 1號軸承和2號軸承振動相位差接近反向。從定速后30 min振動數據看：1號和2號軸承垂直方向相位分別為80°和288°，振動相位相差208°，接近反向；1號和2號軸承水平方向振動分別為1°和31°，但這兩個探頭安裝方向相差180°，因此水平方向振動探頭實際相位差為210°，同樣接近反向。

(4) 該風機大修前振動就一直超標，運行工況變化時振動一直偏大；測試前電廠人員對電動機和風機側的地腳螺栓進行了緊固，可排除地腳螺栓松動引起的振動超標。

以上振動特征說明一次風機振動超標的原因是質量不平衡。根據雙級軸流式風機動平衡經驗，通常情況下某一級葉輪質量不平衡會造成靠近該級葉輪的軸承振動超標，而此風機1號軸承和2號軸承垂直方向振動同時超標，初步分析風機兩級葉輪可能同時存在不平衡。根據上述分析，決定通過現場動平衡消除風機轉子的不平衡質量，減小軸系的激振力，達到降低振動的目的。

3 兩平面動平衡

3.1 試加重方案

根據動平衡處理經驗，將工作轉速下的風機視為剛性轉子。1號軸承水平和垂直方向振動均偏大，以1號軸承垂直方向振動為主要平衡目標，兼顧水平方向振動。先在風機一級葉輪處試加重質量為100 g、角度為0°(0.1 kg∠0°)。試加重后工作轉速下風機振動見表2。

表2 風機一級葉輪加重后振動數據 μm/μm∠(°)

一級葉輪處試加重后，1號和2號軸承水平方向振動幅值增大，垂直方向振動幅值變化較小。根據1號軸承振動變化情況，計算一級葉輪加重0.1 kg∠0°對1號軸承水平方向和垂直方向振動的影響分別為187 μm∠330°、59 μm∠356°。同理可得：一級葉輪加重0.1 kg∠0°對2號軸承水平方向和垂直方向振動的影響分別為150 μm∠142°、43 μm∠21°。去除一級葉輪加重，在二級葉輪上進行試加重。二級葉輪加重0.1 kg∠0°對1號軸承水平方向和垂直方向振動的影響系數分別為317 μm∠300°、42 μm∠299°；二級葉輪加重0.1 kg∠0°對2號軸承水平方向和垂直方向振動的影響分別為440 μm∠120°、197 μm∠351°。

3.2 單平面動平衡不可行分析

根據表1的原始振動數據，結合加重影響系數，分析一級葉輪或二級葉輪單平面動平衡對降低振動的可行性。加重前1號軸承和2號軸承振動垂直方向相位分別為80°和288°，接近相反，而一級葉輪加重對1號和2號軸承垂直方向振動影響系數相位分別為356°和21°，接近同向。說明一級葉輪單平面加重在降低其中一個測點振動的同時，必然會使另一個測點振動增大，因此在一級葉輪上單平面加重不可能同時降低1號和2號軸承垂直方向振動。同理，可知在二級葉輪單平面加重不可能同時降低1號和2號軸承振動。

在單平面加重無法降低振動的情況下，必須采用在一級葉輪和二級葉輪上同時加重的兩平面加重法。

3.3 兩平面動平衡

上述兩組影響系數中加重對水平方向影響明顯比垂直方向大，以降低水平方向振動為主，兼顧垂直方向振動。根據兩平面加重影響系數和求解式(5)、式(6)，計算得出一級和二級葉輪加重方案，其中在一級葉輪上加重質量為560 g、角度為240°，二級葉輪上加重質量為250 g、角度為100°，加重后振動明顯降低(見表3)。

表3 風機兩級葉輪同時加重后振動數據 μm/μm∠(°)

4 結語

目前大型火電機組多采用動葉可調雙級軸流式一次風機，在長期運行過程中風機兩級動葉受到磨損造成質量不平衡，從而引起振動超標。雙級葉輪質量不平衡通過單平面加重無法將振動降低到滿意的程度，則需要進行兩平面加重。兩平面加重過程較單平面加重繁瑣，但能徹底消除轉子上的力不平衡和力偶不平衡，將振動降低到優良范圍內。