大机组动平衡处理中的一次加准法

大机组动平衡处理中的一次加准法

随着能源需求的增加，大型机组的数量增加，机组的轴向结构变得越来越复杂，振动问题变得明显。大机组进行振动的动平衡处理,需要启动整套汽轮机、锅炉及相关辅助设备,每次启动至少要4个小时以上,按照常规的动平衡过程,一般要启停3次以上,在整个过程中,机组基本都处于烧油状态,仅燃油消耗就达数百吨,短期内的反复启停机对整个机组系统也是很大考验。因此,在动平衡处理中,都力争能用最少的启停次数将振动降低到满意的范围内。一次加准法力求将动平衡所需要的启停次数降低到最少,节约启动费用和开机时间,这对大型机组来说具有非常可观的经济效益。1降低到最低限度原则一次加准法是基于常规动平衡方法,将启停次数降低到最低限度作为主要追求目标而产生的轴系动平衡方法,国内首次提出是在1993年。一次加准法的成功应用必须建立在以下几个条件之上:1.1二阶临界转速与转子之间的平衡在对转子做动平衡前,必须要清楚知道转子不平衡的性质,因为转子不平衡的性质将决定采取何种动平衡方法,对转子平衡性质的误判将导致动平衡的最终失败。对动平衡性质判断主要是依据工作转速和临界转速的关系,当工作转速大于临界转速时,属于柔性转子;当工作转速小于临界转速时,属于刚性转子。在一阶临界转速上振动大,说明转子存在一阶不平衡;如果二阶临界转速振动大,说明存在二阶不平衡。在判断二阶不平衡时,还要注意支持转子轴承的动态特性,否则单纯从相位判断会存在一定的误差。转子正常运行都偏离临界转速,此时判断轴系不平衡的性质相对复杂,一般如果转子在一、二阶临界转速之间运行,工作转速下的振动由二阶不平衡引起;如果转子在二、三阶临界转速之间运行,工作转速下的振动一般由三阶不平衡引起。从现存的汽轮机转子来看,几乎所有低压转子都运行在一、二阶临界转速之间,工作转速下的振动一般是由二阶不平衡引起。而发电机转子既有在一、二界临界转速之间也有在二、三阶临界转速之间。对转子不平衡性质做出准确的判断后,还要对不平衡的轴向位置进行确定。对于转子一阶不平衡,如高中压转子在冲转过程中无法通过临界转速,不论不平衡沿轴向是均匀分布还是集中在某段,都可以在转子中部平面或者转子跨内两端面加同相重量进行平衡一阶振动。像低压转子在工作转速下振动大,一般反相振动占主要成分,此时可以在转子跨内两端面加反相重量来消除二阶不平衡引起的振动。而对于发电机转子来说,还要考虑三阶不平衡或者由外伸端带来的影响。1.2轴振和轴承振动同时测量,轴振即综合测量方向原始振动的选择包括振动测点的选择和振动数据的选择。现在机组都安装有汽轮机安全监测系统(TSI),用于测量机组主轴等部件机械状态参数。大机组同时测量轴振和轴承振动,而轴振又分别测量X、Y两个方向。在动平衡之前,必须对原始振动进行认真筛选,平衡哪个转子就要以该转子两端轴承的数据作为计算依据,而联轴器平衡则要带入两侧轴承的数据。当轴振很大而轴承振动不大,平衡计算时主要考虑轴振;如果两者都比较大,则要全面考虑。另外,工作转速下的动平衡的原始数据的选择,一般选择接近定转速或者初定速的数据作为平衡数据,因为长时间空转会出现其他不稳定因素,如碰磨、热弯曲等。1.3rad/s计算转子对于平衡配重的选择,刚性转子可通过如下经验公式来推算:P——转子某一侧端面试加重,kg;A———转子原始振动,μm;r——转子半径,m;ω———转子角速度,rad/s;G———转子质量,kg;g———重力加速度,m/s2S———灵敏系数,见表1对于柔性转子,配重质量的选择是个困难的环节,在很大程度上依赖经验,尤其重要的是同类型机组或者是该机组以往动平衡中获得的影响系数,行业专家通过多年经验积累总结的大量影响系数很值得借鉴。见表2。1.4分配重量的计算配重方位选择的失误,不仅不会降低振动,甚至会导致振动大幅增加。在计算配重方位角的时候一定要把握几个关键的因素:1.4.1振动信号的选取从现有的测试设备来看,关于相位角的定义主要区别在于标准脉冲信号是导前或是滞后振动信号以及振动信号的取点位置,在测试之前一定要格外关注。1.4.2加重角度与振动传感器、键相器偏转方向根据配重角度计算公式β=α+γ-φ±180°β———加重角度α———原始相位γ———振动传感器与键相器夹角,以键相器逆转向φ———滞后角从以上公式可以发现,加重角度与振动传感器、键相传感器安装角度及转动方向有必然的联系。1.4.3滞后角的选取机械滞后角的选定对于刚性转子来说相对简单,一般选取0°就不会有太大的偏差。对于柔性转子来说,滞后角的选定就需要多方面的考虑。在临界转速下,不论是一阶临界还是二阶临界转速下,滞后角都可取90°,实际动平衡过程中,一般取临界转速以下的振动作为平衡数据,此时滞后角应该比90°低一些,工作转速下动平衡的滞后角的选择还要考虑到支撑系统的刚度,可参考表3。2机组整体结构振动某电厂汽轮发电机为上海汽轮机有限公司制造的超临界、一次中间再热、单轴、三缸四排汽、凝汽式670MW汽轮机。该机组备有Philips公司的MMS系统,在1至9瓦的X和Y方向设置了由涡流探头测量轴颈处的相对轴振动。为便于分析比较,在测试过程中我们增加便携式Bently208P-DAIU型振动分析系统,振动信号和键相信号均自MMS系统键相缓冲输出,测量系统如图1所示:自投运以来,该机组5瓦轴振偏大,Y方向达106μm。空负荷下原始轴振如表4。从低压转子5瓦、6瓦轴振来看,以Y方向为参考数据,其基频振动相位相差接近180°,从波特图(见图1)来看,低压转子临界转速在1550r/min左右,说明工作转速下低压转子振动主要是由二阶振动引起,在5、6瓦两侧反对称加重,可消除二阶不平衡对工作转速下的振动的影响(如图2)。结合同类型机组的计算数据及参考表2,两侧配重质量选取450g左右,配重安装角度按照配重角度计算公式计算。从汽轮机往发电机方向看去,转子旋转方向为顺时针方向旋转,该转子振动传感器及键相器安装角度如图3所示,其中X、Y分别为左上方45°和右上方45°,键相传感器K与X方向传感器在同一方位。滞后角参考表3中二阶不平衡柔性支撑系统,选取100°,以表4中5瓦Y方向基频振动94.6μm<197°作为原始数据计算,键相传感器与5Y方向振动传感器逆转向夹角270°,参照配重角度计算公式最终计算出配重安装角度在187°附近。配重安装角度计算:197°+270°-100°-180°=187°由于现场配重加工工艺及安装条件限制,最终在5瓦侧190°位置安装450.5g、6瓦侧10度位置安装451g配重块。待机组恢复系统后,重新冲转至额定转速3000r/min时,空负荷下5X、5Y通频振动降低到19.3μm、19.4μm,机组各项指标正常,顺利并网,带满负荷670MW后,各轴通频振动见表5。至此,通过一次加重,机组振动问题得到解决,动平衡工作结束。3次加准法选取机械滞后角及配重对振动性质的正确判断是动