一种单支撑轴系汽轮发电机组多转子联合振型平衡法

摘要

本发明公开了一种单支撑轴系汽轮发电机组多转子联合振型平衡法。目前在进行单支撑轴系超超临界汽轮发电机组现场动平衡处理时，缺少转子两端的振动信息且轴振相互耦合影响，给轴系的现场动平衡处理带来一定的难度。本发明依据轴系各转子临界转速、工作转速下的轴振幅值、相位，通过振动矢量和振型谐分量计算，结合单支撑轴系结构的特点，对轴系不平衡型式做出判断、计算之后，辨识出多转子的联合振型，根据滞后角、质量响应系数和首次加重区间，直接得到各平面的加重方案，采用一组加重一次加到有关平面上。本发明显著提高了单支撑轴系转子的平衡效率和精度。

说明书

技术领域

本发明涉及超超临界汽轮发电机组故障诊断和振动处理领域，具体地 说是一种单支撑轴系超超临界汽轮发电机组多转子联合振型平衡法。

背景技术

上汽-西门子型超超临界汽轮发电机组由于其具有高效、节能和环保 的技术优势，正成为我国在21世纪初期最具有竞争力的燃煤机组，市场应 用前景非常良好，至2010年底，已投产30余台1000MW、660MW机组。 该类型汽轮机组采用独有的单轴承支撑结构，单支撑减少了3个轴承，转 子的振动监测也相应减少了3个平面处的测点信息，只能测试到转子单端 的振动信息，单个转子没有相互相位关系，无法从转子的相互相位关系判 断转子的一阶、二阶振型。单支撑轴系超超临界机组振动故障时，工频振 动不稳定，不管空负荷定转速还是带负荷过程，工频振动始终出现波动， 变化剧烈，且存在轴振相互强烈耦合影响，给轴系的现场动平衡处理带来 一定的难度。

单支撑轴系机组的振动信号特征，使用两种经典的动平衡技术(振型 平衡法和影响系数法)在处理机组现场轴系动平衡都存在非常大的困难。 两个轴承间的振动信息和相位关系已经不能反映振型关系，无法给出正确 的振型平衡校正质量。简单使用影响系数法平衡单支撑轴系超超临界机组 柔性转子，由于轴振相互耦合影响，轴振、瓦振幅值波动变化很大，使得 计算结果对测量误差敏感，容易导致平衡误差很大，给出的加重区间很大， 以至于现场无法实施。

发明内容

为了解决上述技术难题，本发明提供一种单支撑轴系超超临界汽轮发 电机组多转子联合振型平衡法，其通过矢量和振型谐分量计算，结合转子 的临界转速，辨识出多转子的联合振型，以轴振数据为主，引入瓦振、轴 振比例因子，多转子多平面同时加重，以显著提高单支撑轴系轴系转子的 平衡效率和精度。

本发明采用的技术方案如下：一种单支撑轴系汽轮发电机组多转子联 合振型平衡法，其方法如下：

1)单支撑轴系的振动测试系统通过配套的汽机安全保护系统(TSI) 或汽机故障诊断系统(TDM)得到各轴承的轴振、瓦振信息，通过轴振工频 分量的矢量合成和谐分量计算，辨识出平衡转速下的轴系各转子的振型矢 量；

2)依据各转子的振型矢量来识别转子是否存在不平衡故障，选择需加 重的转子和相应的平面；

3)如果瓦振、轴振信息存在不稳定不平衡量的情况，振型矢量的原始 振动At为初始振动和最大振动的折中值，并引入瓦振、轴振比例因子，将 不稳定、非线性的振动数据转为线性关系的瓦振、轴振比例关系；

4)每个转子振型的加重平面上的加重角度，根据各个转子的滞后角得 出；

5)首次加重的质量P等于振幅除以预估的质量响应系数，预估的质量 响应系数参考同类型机组的数据，即首次加重参考加重区间的质量数据；

6)根据多转子多平面一次加重，重新开机至额定转速，待振动稳定， 测试和评估平衡后的振动信息，计算各转子振型矢量的影响系数，得到各 转子振型的滞后角和质量响应系数。

采用联合振型平衡法计算的多转子为一高压转子、一中压转子和二个 低压转子，靠近发电机转子的低压转子两端的振型矢量为A₅和U₅；靠近中 压转子的低压转子的振型矢量为A₄-U₅和其反对称分量；中压转子的振型 矢量为A₃-U₄和其反对称分量；高压转子的振型矢量为A₂-U₃和A₁；

其中，上述转子各轴承座的轴振矢量A_n是由振动测试系统得到，其反 对称矢量U_n是A_n在转子另一端n-1轴承处的轴振矢量，n＝1～5。

若仍存在不平衡，根据步骤6)得出的各振型矢量的影响系数，再次 计算配重，直至平衡达标。

根据滞后角、质量响应系数和首次加重区间，直接得到各平面的加重 方案，采用一组加重一次加到有关平面上。

本发明依据转子临界转速、工作转速下关注测点振幅、相位、考虑不 稳定不平衡量，结合单轴承支撑结构的特点，对轴系不平衡做出判断、计 算之后，采用一组加重一次加到有关平面上。本发明显著提高了单支撑轴 系转子的平衡效率和精度。

下面结合说明书附图和具体实施方式对本发明作进一步说明。

附图说明

图1为现有单支撑轴系超超临界机组轴系结构布置示意图。

图2为本发明联合振型和加重模式图。

具体实施方式

本发明为一种单支撑轴系汽轮发电机组多转子联合振型平衡法，下面 进行详细描述(额定转速以3000r/min为例)：

汽轮机组轴系由高压转子、中压转子、两个低压转子、发电机转子及 励磁机转子组成，各转子之间均采用刚性联轴节连接，高压转子为双支撑， 中压转子和两根低压转子都是单支撑，上述4个转子之间设有1-5号轴承， 发电机与励磁机转子是三支撑结构，其轴系布置如图1所示。

(1)转子振型矢量计算

汽轮机组在额定转速3000r/min运行时，根据振动测试系统，得到各轴 承座的工频轴振矢量A_n(包括工频振幅A_n、工频相位α_n)，瓦振矢量V_n(n ＝1～5)。

根据谐分量振型平衡原理可以得到支撑于第n个轴承的转子在另一端 的第n-1轴承处的轴振可计算为振幅A_n、工频相位α_n+180，计为矢量U_n(n ＝1～5)。

对于单支撑轴系的末端轴承5号轴承，可以认为测试得到的振动信息 仅仅是反映低压转子B(靠近发电机转子的低压转子)的振动，低压转子B 两端的振型矢量为A₅和其反对称分量U₅；对于低压转子A(靠近中压转子 的低压转子)，测试得到的A₄和α₄包含低压转子B的振动信息，那么低压转 子A的4号轴承的振动矢量为A₄-U₅，即低压转子A的振型矢量为A₄-U₅和 其反对称分量；同理，中压转子的振型矢量为A₃-U₄和其反对称分量。

虽然高压转子为双支撑转子，但是2号轴振也会包含中压转子的振动 信息，那么振动矢量A₂-U₃的高压转子的振型矢量为A₂-U₃和A₁。一般是把 高压转子和中压转子联合起来一起考虑振型。

应用上述方法得出各个转子2端振动数据，还可以依据各个转子的临 界转速下的振动和2700r/min后振动是否爬升，以及3000r/min振动幅值 的大小来决定最终需加重的转子和加重平面，根据谐分量多转子多平面同 时加重。

(2)考虑不稳定不平衡情况

平衡原始数据以轴振数据为主，优选出符合轴振、瓦振线性比例关系 的轴振数据，作为加重的参考数据。单支撑轴系轴系的不稳定不平衡故障 特点，即使在3000r/min空负荷情况下，振动也不会稳定，会出现持续的 波动和爬升，类似动静碰摩故障，而实际上并未发现正常的碰摩点。对这 类不稳定不平衡的动平衡，需要平衡的原始振动A_t是3000r/min下的初始 振动和最大振动的折中值，计算公式：

$A_t=\frac{U_a}{U_r}(A_0+0.6(A_{\max }-A_0))$式(1)

上式中：A₀为3000r/min初始振动；A_max为3000r/min满足轴振、瓦 振线性关系的振动最大值，式中0.6是经验分割系数，由多次平衡的经验 积累所得。A_max并不一定是测试得到的振动最大值，而是符合式(1)比例 关系的振动最大值。

(3)某一加重平面的加重方向

从测量的振动相位便可知道位移高点，在依据机械滞后角(位移高点、 滞后于不平衡力的夹角)即可求得不平衡加重的方向。由机械振动理论和 振动测试原理可知，转子上的不平衡与不平衡引起的转子的动挠度不在一 个方向，他们之间存在一个夹角φ，称为滞后角。一般不平衡的位置成为 重点，动挠度的位置为高点。高点有振动测试的相位确定。由高点顺转动 方向转动φ角，就是不平衡的位置，而加重质量就在它的相反方向。根据 键相器传感器、振动传感器位置，可修正得出振动的高点，因此利用滞后 角计算出加重位置公式：

β＝α+γ-φ+180°  式(2)

式中：β-加重的角度；α-振动测试得到的相位；γ-测振传感器与键 相器的夹角(以键相器为起点，逆转动方向度量)；φ-滞后角。

加重的角度β指：以键槽位置为起点，逆转动方向到加重位置。由式 可知，α由振动仪器测量得到，γ根据现场探头布置可得到，较为难确定的 是滞后角，滞后角包括机械滞后角和仪器滞后角。

(4)某一加重平面的加重质量

加重的质量P等于振幅除以质量响应系数(影响系数的幅值)：

$P=\frac{A_t}{k}$式(3)

式中A_t为需要平衡的原始振动，k为质量响应系数。不同转子的质量响 应系数是不同的，即便是同类转子的质量响应系数有时也有较大差别。

对机组高压转子、中压转子、低压转子的第一次加重质量，要有一个 最小和最大的加重区间。所谓最小加重限制，就是要避免加重太小振动无 变化；所谓最大加重的限制，就是要避免加重太大，如果加重失败，会导 致振动过大。

根据单支撑轴系超超临界机组多次动平衡试验研究得到：高压转子加 重区间为200～400g，中压转子600～800g，低压转子在700～1000g。上 述加重空间是指第一次加重而言，试加后的计算结果不受此限制。

根据平衡前后各转子振型矢量数据，依次计算各转子振型矢量的影响 系数，得到振型矢量的滞后角和灵敏度系数，重复上述平衡步骤，直至平 衡达标。

下面是本发明在某电厂中的应用。

某电厂#6机组汽轮机选用由上海汽轮机厂和德国SIEMENS公司联合设 计制造的N1000-26.25/600/600(TC4F)型1000MW单支撑轴系超超临界汽轮 发电机组。

机组振动测试系统配有一套VM600的TSI系统、一套华科通安公司的 TDM系统TN8000，可连续采集机组轴系各轴承处轴振、瓦振等参数。每道 轴承座45°、135°方向各配置一个涡流传感器，测量轴振，在每个轴承 的135°方向安装了2个相近的加速度传感器，测量瓦振。

该机组在一次A级检修后启动，在额定转速未带负荷运行时，详细数 据见表1，表中分别表示各瓦振动数据的轴振通频值，工频幅值和工频相 位，振动故障表现为：1)3号轴承座瓦振大，且瓦振出现波动爬升现象， 变化剧烈；2)1、2、3号轴振偏大，且都以工频分量为主；3)4号轴承座 瓦振大，但轴振不大。说明转子轴系存在一定残余不平衡量，需同时降低 3个轴承的轴振，采用本发明的方法处理。

表1#6机组A修启动时各轴瓦的振动数据(轴振单位：μm/μm∠°，瓦振单位：mm/s)

由于2、3轴振、瓦振均存在不同程度的波动爬升现象，根据式1选取 2、3瓦振轴振成线性比例关系的轴振数据作为计算振型矢量的依据，1号 轴振变化过于剧烈，不适合作为振型矢量计算。因此，把高压转子和中压 转子作为平衡对象，以2、3号相对稳定的45°轴振作为计算依据，得出 中压转子振型矢量：A₃-U₄＝133∠118°，其反对称分量为：133∠298°； 高压转子的振型矢量：A₂-U₃＝94∠80°，因为1号轴振不可信，确定中 压转子两端可加反对称分量，高压转子在靠2号轴承加单端分量。

根据式(2)中压转子在3号瓦端的加重角度β＝α+γ-φ+180°＝118+110 -70+180°＝340°，在2号瓦端的加重角度为340-180＝160°中压转子 滞后角取70°，根据式3和加重区间，确定每端加重约0.6kg，由于中压 转子两端平衡槽在相应位置已有平衡块和平衡块的实际质量，最终中压转 子加重的方案为：在中压转子#2瓦端处加重0.42kg∠160°，在中压转子 #3瓦端处加重P3为0.63Kg∠330°。

根据式(2)高压转子的加重角度β＝α+γ-φ+180°＝80+110-50+180＝ 320，高压转子滞后角取50°根据式3和加重区间，确定单端加重0.3kg， 由于平衡块的实际质量，最终高压转子加重的方案：在高压转子#2瓦端 处加重0.31kg∠320°

具体的高压转子和中压转子的振型和加重方案见图2。

实施上述3个平面的加重后，再次启动至额定转速，及带负荷数据见 表2，表中分别表示各瓦振动数据的轴振通频值，工频幅值和工频相位。

表2#6机组A修平衡后各轴瓦的振动数据(轴振单位：μm/μm∠°，瓦振单位：mm/s)

从表2可以看出，按照本发明的方法计算出来的加重方案，仅一次加 重即大幅度降低1、2、3号轴振，3、4号瓦振，使各瓦的轴振、瓦振均达 到优良水平，也使瓦振的波动的次数和波动的幅度均大为降低。本发明的 方法具有更高的精度和效率，能有效解决实际工程中发生的严重困扰超超 临界百万千瓦机组安全、经济运行的轴系振动故障难题。