某60Hz、185MW汽輪機轉子高速動平衡試驗試重大小及位置探究

曾楊 楊曉萍

(東方汽輪機有限公司，四川德陽，618000)

某60Hz、185MW汽輪機轉子高速動平衡試驗試重大小及位置探究

曾楊 楊曉萍

(東方汽輪機有限公司，四川德陽，618000)

針對汽輪機轉子個性化設計的特點，文章結合在250t試驗臺位上進行轉子高速動平衡試驗所積累的經(jīng)驗，對全新設計的某60Hz、185MW汽輪機轉子廠內動平衡試驗平衡塊試加重量及方位角進行探究。實踐證明，文章總結的方法可以有效地縮短轉子動平衡時間，并可以推廣應用到其它轉子廠內高速動平衡試驗上。

轉子；動平衡；平衡塊試加；轉軸振動

0 引言

汽輪機轉子在設計上都是相對于軸線旋轉對稱的，然而由于制造工藝等方面的問題，例如轉子材質的不均勻性，轉子加工過程中產生的偏心，葉片質量矩分配及葉片裝配的誤差，轉子裝配完畢后總是存在一定的不平衡量。在旋轉過程中不平衡量產生的離心力是使轉子發(fā)生基頻強迫振動的激勵源，這些不平衡量是隨機的，無法用計算得到。250t轉子高速動平衡試驗臺承擔著發(fā)電用大功率蒸汽輪機轉子、燃氣輪機轉子的高速動平衡試驗任務。近幾年，試驗臺每年都要完成超過200根（次）轉子高速動平衡試驗。面對如此繁重的任務，必須要有一個高效率的平衡方法，才能順利完成。撓性轉子從理論上有兩種平衡方法：即振型平衡法和影響系數(shù)平衡法。根據(jù)多年對不同類型轉子影響系數(shù)的總結，并綜合采用振型平衡法和影響系數(shù)平衡法，對同類型轉子能夠快速地進行高速動平衡。然而，不同用戶的個性化設計導致不斷有新類型、新產品轉子出現(xiàn)，出口哥倫比亞的60Hz、185MW汽輪機轉子既是這類新轉子，沒有現(xiàn)成的影響系數(shù)可用。動平衡試驗時，需要利用轉軸振動進行試加平衡塊，并要求能夠快速有效地完成動平衡試驗，在這種情況下，如何合理、有效地進行平衡塊試加就非常關鍵了，本文是對該轉子高速動平衡試驗平衡塊試加的看法和總結。

1 平衡塊試加大小及位置的合理確定

平衡塊試加大小及位置的合理確定是決定能否計算得到有效的影響系數(shù)，提高平衡效率的關鍵。

1.1平衡塊試加大小的確定

一定的平衡塊重量會引起相應大小的振動變化。平衡塊試加重量過輕，引起的振動變化小，計算得到的影響系數(shù)誤差大；平衡塊試加重量過重，可能導致轉子振動變得過大，無法升速到需要達到的轉速，得不到相應的影響系數(shù)。在不同的軸向部位試加相同重量的平衡塊引起的振動變化也不相同。根據(jù)個人動平衡試驗的實踐經(jīng)驗，按照以下的量值試加對振動就會產生明顯的變化：反對稱力偶和轉子中部校正面試加100g～200g，具體重量可以適當參考低速動平衡剩余不平衡量值；轉子外伸端（一般在轉子靠背輪上或附近）試加30g～100g。

1.2平衡塊試加軸向位置的確定

一根轉子通常都有3個以上的不平衡校正平面，同一軸向加重位置對不同振型影響是不同的，某一振型會對應一個對其振動影響最大的加重位置。一般來說，平衡一階振型在轉子中部加重；對于平衡二階振型，如果兩個軸承座振動幅值相當，相位反向，一般在轉子跨內的兩端加反向的力偶，如果轉子外伸端較長，兩個軸承座振動幅值差別較大，且靠近某一外伸端的振動較大，可以在此外伸端上加重；對于三階振型，大部分都是由外伸端不平衡引起的，可以在靠近振動較大的外伸端上加重。同時，為了更準確地判斷平衡塊試加的軸向位置，可以先對轉子進行振型分析，預估轉子各階臨界轉速和振型。若采用轉軸振動相位和機械滯后角來決定試加角度的話，應選振動幅值較大一側的軸振相位進行計算。

1.3平衡塊試加方位角的確定

轉子高速動平衡試驗時，平衡塊試加方位往往比試加重量更重要，只要試加方位準確，即使試加重量偏重，轉子振動也不會增大太多，進而計算出較為準確的影響系數(shù)。如果試加方位正確，試加重量也合適，將極大地提高動平衡效率。為了準確判斷試加方位，可以利用轉軸振動相位角和機械滯后角來判斷。由振動理論可知，由轉軸振動相位角可以找到振動“高點”，振動“高點”順轉滯后角既是“重點”（也稱不平衡力）位置，“重點”反向就是平衡塊加重位置。

當轉速低于臨界轉速時滯后角小于90°，臨界轉速時滯后角取90°，轉速高于臨界轉速時滯后角大于90°。

對于廠內轉子動平衡試驗，大多數(shù)場合是用軸承座基頻振動速度有效值（俗稱瓦振）是否超限作為考核標準，德國申克公司的標準平衡機只安裝了速度傳感器測量瓦振，所以，為了較準確判斷試加重量的方位角，做動平衡試驗前，需要在軸承上半鉛垂方向安裝電渦流傳感器測轉軸振動，在中間軸與齒輪箱之間聯(lián)軸器上粘上薄鋼片作為鍵相標記，在其水平方向上加裝電渦流傳感器作為鍵相傳感器。

由于目前薄鋼片所貼位置并不與中間軸刻度法蘭上0°相對應，薄鋼片對應刻度法蘭上277°，刻度法蘭上的角度標示是順時針（從驅動端往非驅動端看，下同）增大，實際加平衡塊時是按照刻度法蘭上的角度加，所以加塊時要特別注意相位的換算。

確定平衡塊試加方位角的具體步驟如下：

（1）按實際情況畫出軸振傳感器和鍵相傳感器的相對位置，標出轉子旋轉方向；

（2）以軸振傳感器為起點，逆轉子旋轉方向轉過軸振相位角，標出振動“高點”；

（3）以振動“高點”為起點，順轉子旋轉方向轉過機械滯后角，標出“重點”；

（4）“重點”反向的位置就是平衡塊加重位置；

（5）將薄鋼片對準鍵相傳感器，通過平衡塊加重位置與鍵相傳感器的角度差及薄鋼片與刻度法蘭角度對應關系找出平衡塊在轉子上的加重角度（見圖1）。

2 應用舉例

圖1 平衡塊試加方位角示意圖

出口哥倫比亞的185MW汽輪機組低壓轉子是全新設計的轉子，電機側和汽機側外伸端都較長，工作轉速是3600r/min，旋轉方向為順時針旋轉。轉子先進行高速動平衡試驗后再進行末級葉片動調頻試驗，動平衡試驗振動要求是工作轉速時瓦振有效值小于1.2mm/s，其余轉速小于2.0mm/s，此次動平衡試驗只超速到4000 r/min。

第一次升速至2583 r/min，已經(jīng)過了第一階臨界轉速，正在靠近第二階臨界轉速，軸振BODE圖見圖2，軸振和瓦振測量值見表1。

圖2 第一次升速軸振BODE圖

表1 第一次升速至2583r/m in軸振和瓦振測量值

根據(jù)1.2的分析可知，第二階振型是由于汽機側外伸端不平衡引起的，滯后角取60°。根據(jù)1.3確定平衡塊試加方位角的步驟畫出圖3。由圖3可知，平衡塊加重位置為鍵相傳感器順時針旋轉84°，鍵相傳感器對應刻度法蘭上277°，刻度法蘭上的角度標示是順時針增大，那么，平衡塊加重位置在刻度法蘭上加重角度是1°。由于當時忽略了鍵相零位與刻度法蘭零位不對應的關系以及其他因素，實際加重在160°，試加重量為62g。第二次升速只到2513 r/min，發(fā)現(xiàn)振動較第一次變大了，說明試加位置或重量有問題。通過2500 r/min時瓦振數(shù)據(jù)優(yōu)化計算得出應該加49g∠352°。加重角度352°與理論分析計算出來的1°只差9°，已經(jīng)很接近了。

圖3 汽機側外伸端平衡塊試加方位角示意圖

把62g∠160°的平衡塊取下，加上49g∠352°的平衡塊后進行第三次升速，升速至4000r/min，由圖4可知，二階峰值明顯減小。轉子轉速在2583 r/min時，軸振和瓦振測量值見表2。

表2 第三次升速至2583 r/m in軸振和瓦振測量值

圖4 第三次升速軸振BODE圖

從圖4可見，轉子第三階臨界轉速在3530～3650 r/min范圍內，在3641 r/min時軸振和瓦振測量值見表3。

表3 第三次升速至3641r/m in軸振和瓦振測量值

根據(jù)1.2的分析可知，第三階振型是由于電機側外伸端不平衡引起的，由于是取振動峰值轉速點的數(shù)據(jù)，滯后角取90°。根據(jù)1.3確定平衡塊試加方位角的步驟畫出圖5。由圖5可知，平衡塊加重位置為鍵相傳感器逆時針旋轉13°，鍵相傳感器對應刻度法蘭上277°，刻度法蘭上的角度標示是順時針增大，那么，平衡塊加重位置在刻度法蘭上加重角度是264°，考慮試加重量為50g。最后采取的方案是加53g∠263°。

加上試重后第四次升速至4000 r/min，過第三階臨界轉速時的振動也減小了，轉子轉速在3641 r/min時軸振和瓦振測量值見表4。

圖5 電機側外伸端平衡塊試加方位角示意圖

表4 第四次升速至3641r/m in軸振和瓦振測量值

根據(jù)瓦振數(shù)據(jù)優(yōu)化計算得出應加41g∠272°，與試加的53g∠263°平衡塊很接近，說明試重大小及位置的確定都是很成功的，平衡結果令人滿意。最后的平衡結果見圖6。

圖6 第四次升速（平衡結果）瓦振BODE圖

3 結束語

實踐證明，對平衡塊試加大小及位置的分析確定是正確的，方法是有效的，避免了試加平衡塊的盲目性，減少了試驗運行的次數(shù)，節(jié)約了動平衡時間，降低了對能源的消耗，并且可以推廣應用到其它轉子廠內高速動平衡試驗上。

[1]楊建剛.旋轉機械振動分析與工程應用[M].北京:中國電力出版社,2007

[2]周仁睦.轉子動平衡原理、方法和標準[M].北京:化學工業(yè)出版社,1992

Research on TrialMass of a 60Hz，185MW Turbine Rotor High Speed Dynam ic Balancing Test

Zeng Yang，Yang Xiaoping

（Dongfang Turbine Co.,Ltd.Deyang Sichuan 618000）

Aim ing at the special design characteristicsof turbine rotor,the article based on the experience of rotor high speed dynamic balancing test in 250t balancingmachine,researches on the weight and position of trialmassof a new design 60Hz、185MW turbine rotor high speed dynamic balancing test.It's proved that themethod summarized by the article can shorten balancing test time,and can be also applied to other rotor high speed dynam ic balancing tests.

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曾楊（1987-），男，工學學士，助理工程師，2010年畢業(yè)于四川大學機械制造設計及自動化專業(yè)，現(xiàn)主要從事汽輪機轉子動平衡試驗工作。