陳錦程
(廈門東亞機械工業(yè)股份有限公司, 福建廈門 361100)
高速旋轉機械的轉子不平衡受許多因素影響,即引起振動的原因有很多,特別是大型的汽輪機轉子高速動平衡是一個復雜的過程。目前,電廠的振動故障主要分為強迫振動和自激振動兩類,其中強迫振動占90% 以上,而現(xiàn)場發(fā)生的振動故障中,約80%是由軸系直接或間接質量不平衡造成的[1]。
筆者分析了質量不平衡引起振動的機理及特征,提出一種近似處理方法。針對某電廠600 MW超臨界汽輪發(fā)電機組大修后振動大的情況,進行全面測試與分析后,判斷啟停機轉子過臨界轉速時振動大的主要原因是高中壓轉子存在較大的質量不平衡。使用該近似處理方法,通過一次停機就可以確定不平衡量的方向和大小;在不揭缸的情況下,一次性完成動平衡調(diào)整。而傳統(tǒng)的矢量平衡法需要先試加平衡塊后進行啟機試驗,通過矢量三角形計算才能確定不平衡量的方向和大小,至少需要通過兩次啟停機加平衡塊才能完成動平衡調(diào)整[2]。
汽輪機轉子為撓性轉子,質量不平衡會引起很大的基頻振動:當轉子轉速一定時,振幅和相位(簡稱幅相)通常是穩(wěn)定的;當轉子轉速超過臨界轉速時,由于共振,會使振幅顯著增大;當轉速超過臨界轉速后,振幅會很快回落。
撓性轉子的運動微分方程為:
式中:M為轉子質量;c為阻尼系數(shù);k為系統(tǒng)剛度;ε為不平衡偏心距;Ω為轉速[3];t為時間變量;β為不平衡量的相位。
令r=x+jy,整理式(1)得:
(2)
式中:ω為轉子固有頻率。
(3)
(4)
為便于理解,當Ωt+β=0時,旋轉矢量的實部落在實數(shù)坐標x軸上,而虛部平行于虛數(shù)坐標y軸[3](見圖1)。
圖1 Ωt+β=0時的
(5)
當η趨近于1,即轉子的轉速接近臨界轉速時,tanα趨近于無窮大,即α為90°,則
(6)
(7)
不平衡量U為:
(8)
該電廠1號600 MW超臨界汽輪發(fā)電機組,汽輪機為超臨界、單軸、三缸四排汽、高中壓合缸的汽輪機。汽輪機轉子軸瓦分布見圖2,各轉子的一階臨界轉速、二階臨界轉速和轉子質量見表1。
HP—高壓缸;IP—中壓缸;LP—低壓缸;G—發(fā)電機;E—勵磁機。
表1 汽輪機臨界轉速及轉子質量
停機大修后啟機時,在暖機過程中轉子通過臨界轉速時,高中壓缸轉子兩端軸瓦,即1號軸瓦和2號軸瓦振動較大,幅相軌跡見圖3、圖4(圖中離中心點的距離為振幅,單位為μm;角度代表振幅的相位;軌跡線上的數(shù)字為該點的轉速,單位為r/min)。
圖3 調(diào)整前1號軸瓦幅相軌跡圖
圖4 調(diào)整前2號軸瓦幅相軌跡圖
從圖3、圖4可以看出: 1號軸瓦轉速為1 720 r/min時,振幅最大為64 μm,2號軸瓦轉速為1 720 r/min時,振幅最大為90 μm。轉子在一階臨界轉速(1 625 r/min)附近時,振幅明顯加大,通過臨界轉速后振幅很快減小,且1號軸瓦與2號軸瓦的幅相變化基本相同,符合質量不平衡產(chǎn)生一階振動的特征,判斷為轉子質量不平衡造成的振動。
由圖3、圖4可以看出:當轉子在一階臨界轉速(1 625 r/min)時,1號軸瓦的振動相位為130°,2號軸瓦的振動相位為135°,平均振動相位132.5°,所以不平衡量U的相位為42.5°,應加平衡塊的位置為222.5°。
由式(8)及表1計算可得M=32.2 t 。
因此在4個位置上加平衡塊,每塊平衡塊的質量為277 g(見圖5)。
PL-1—調(diào)端平衡面;PL-2—中間平衡面;PL-3—電端平衡面。圖5 平衡塊添加位置記錄
按上述方案調(diào)整后1號軸瓦、2號軸瓦的幅相軌跡圖見圖6、圖7。從圖6、圖7可以看出:振幅與調(diào)整前對比明顯減小,其中1號軸瓦最大振幅為43 μm,2號軸瓦最大振幅為60 μm,均符合設計要求。
圖6 調(diào)整后1號軸瓦幅相軌跡圖
圖7 調(diào)整后2號軸瓦幅相軌跡圖
針對某電廠600 MW超臨界汽輪發(fā)電機組停機大修后1號軸瓦和2號軸瓦振動過大,通過分析判斷為轉子質量不平衡引起的振動,提出一種近似處理方法計算出不平衡量的大小和方位,一次性完成動平衡調(diào)整,取得良好效果。
在預知轉子臨界轉速的條件下,使用該方法只需要啟停機一次,就可以確定不平衡量的方向和大小,一次性完成動平衡調(diào)整。與傳統(tǒng)的矢量平衡法相比,該近似處理方法可以減少機組啟停次數(shù),減少機組在質量不平衡情況下多次啟停發(fā)生事故的危險,節(jié)省動平衡調(diào)整的時間和能源。