汽輪機組軸振值增高的原因分析與在線動平衡方法應用探究

郭偉龍，劉延鶴，司海濤，蘆清武

(中國石化中原石油化工有限責任公司，河南 濮陽 457000)

1 機組情況

該機組由1臺汽輪機和2臺壓縮機組成，軸系圖如圖1所示。機組調速范圍為9 039～12 100 r/min，正常工作轉速為11 000 r/min。2018年5月，對汽輪機、低壓缸、高壓缸全部進行大修，汽輪機、高壓缸轉子均外委進行了高速動平衡，低壓缸更換新轉子，汽輪機、低壓缸、高壓缸軸承全部更換。汽輪機單試期間，軸振值相對較好，未出現軸振超標情況。機組聯試達到正常工作轉速后，與單試相比，汽輪機聯軸器側軸振值明顯變大，汽輪機、低壓缸聯軸器側各有1測點振動值偏大。汽輪機振動比低壓缸略小，但其振動更讓人擔心，因為汽輪機軸振報警值為41.1 μm，低壓缸軸振報警值為62 μm，聯試期間的汽輪機軸振值已逼近報警值。針對機組軸振增高問題，作出了在線動平衡調整方案。

圖1 機組軸系

2 機組試車運行情況

2.1 汽輪機單試

8月2日14:00，在工作轉速11 000 r/min時，汽輪機聯軸器側軸振測點VE3349A振動值為28 μm，與檢修前振動值25 μm相差不大。圖2 為單試期間聯軸器側軸振隨轉速變化情況。從圖2可以看出，振動值隨轉速提升而不斷增大，汽輪機聯軸器側軸振在8 000 r/min以后隨轉速變化明顯。

2.2 第1次機組聯試

8月10日～11日第1次機組聯試，因蒸汽量不足，機組轉速最高升至10 700 r/min，未能升至工作轉速11 000 r/min。此時，汽輪機低壓側軸振測點VE3349A振動值為39 μm；低壓缸驅動側(東側)軸振測點VE3244振動值為43 μm。

圖3為聯動試車期間，汽輪機聯軸器側Bode圖。從圖3可以看出，汽輪機聯軸器側軸振值隨轉速提升而不斷增大，在7 000 r/min以后隨轉速變化明顯。

圖4為聯動試車期間，低壓缸驅動側Bode圖。從圖4可以看出，低壓缸驅動側軸振值隨轉速提升而不斷增大，在7 000 r/min以后隨轉速變化明顯。

3 處理過程及效果

1) 8月12日～13日，斷開聯軸器檢查，分析頻譜圖。

從上述信息中可以直觀得到1個振動特征，即汽輪機、低壓缸間聯軸器兩側振動值都大。遂決定拆檢聯軸器，復查對中，核查軸瓦安裝記錄；經復檢確認，機組對中、聯軸器安裝、軸瓦安裝均符合要求，排除了上述因素引起軸振值偏大的可能。

圖2 汽輪機單試 聯軸器側軸振隨轉速變化情況

圖3 聯動試車 汽輪機聯軸器側Bode

圖4 聯動試車 低壓缸驅動側Bode

查看聯試期間S8000狀態監測系統Bode圖(見圖5)、頻譜圖(見圖6)、軸心軌跡圖(見圖7～圖8)發現以下特征：波形圖近似正弦波；能量主要集中于1倍頻， 峰值突出， 2倍等高倍頻分量較小； 軸振隨轉速升高不斷增大； 軸心軌跡近似橢圓。

初步分析認為：軸振偏大因“軸系動不平衡”引起。

從圖5～圖8不難看出：

a) 振動值大小隨轉速升高(7 000 r/min以后)迅速變大；

b) 軸振測點VE3349A、VE3244的時域波形近似為正弦波；

c) 軸振測點VE3349A、VE3244的頻域圖中，能量主要集中于1倍頻，峰值突出，高倍頻分量較?。?/p>

d) 汽輪機、低壓缸轉子聯軸器側軸心軌跡為橢圓形。

此4點特征均符合轉子動不平衡的故障特征【1-2】，由此判斷軸振值偏大為動不平衡所引起。

圖5 聯動試車 汽輪機聯軸器側軸振隨轉速變化情況

圖6 汽輪機聯軸器側軸振測點VE3349A、低壓缸驅動側軸振測點VE3244波形頻譜

圖7 汽輪機聯軸器側軸心軌跡

圖8 低壓缸驅動側軸心軌跡

2) 8月14日上午，首次在線動平衡試驗調整

將聯軸節與汽輪機對輪間連接螺栓松開，壓縮機轉子不動，汽輪機轉子旋轉180°后回裝聯軸器連接螺栓，嘗試是否有減小振動的可能。

3) 8月14日11：30，機組聯動試車(汽輪機、低壓缸轉子相對旋轉180°)

汽輪機聯軸器側軸振測點VE3349A振動值進一步增大，在機組轉速升至9 946 r/min時，振動值為61.4 μm(已超過聯鎖值60.2 μm)，提速過程中振動值隨轉速提升而不斷增大，汽輪機高壓側的振動值相比汽輪機和低壓缸轉子相對旋轉前聯試時的振動值也有所增大。該試驗說明汽輪機、低壓缸轉子相對旋轉180°對機組“軸系動不平衡”產生了較大影響，因此可以確認：軸系動不平衡是導致機組軸振大的根本原因。

4) 8月14日17:00，透平、低壓缸轉子恢復原位安裝，進行試配重調整

首先確定鍵相槽位置， 即零位， 目的是根據初始振動相位確定初次加試重的位置。確定鍵相槽的方法如下： 盤車， 同時用萬用表測量鍵相傳感器間隙電壓，當 電壓突變時即鍵相槽轉到了鍵相傳感器的位置； 標記該位置(注意標記的位置應為振動傳感器對應的位置)。在機組轉速升至11 000 r/min時， VE3349A振動值為34 μm， 轉速不變的情況下， 觀察40 min后穩定在41 μm∠160°。

表1為汽輪機單試軸振值，表2為動平衡調整前機組聯試軸振值。由表2可知，汽輪機聯軸器側軸振大于高壓側軸振，低壓缸驅動側軸振大于非驅動側軸振。由表1可知，聯軸器側軸振大于高壓側軸振，分析認為，汽輪機轉子近聯軸器端不平衡是引起振動的最大可能原因，因此，可采用單平面配重方式消除不平衡量。

表1 汽輪機單試軸振值

注：轉速11 000 r/min。

綜合以上情況，決定本次平衡采用軸系平衡法中的單轉子單面平衡法，以降低汽輪機聯軸器側VE3349A軸振值為目標。

根據動平衡經驗公式【3】，計算試加塊質量：

m=106 MgA/rw2S (1)

注：轉速11 000 r/min。

式中：m——轉子試加塊質量，g；

M——被平衡轉子質量，kg；

g——重力加速度，m/s2；

A——原始最大振幅，μm；

r——試加質量塊安裝半徑，mm；

w——轉子工作角速度，rad/s；

S——靈敏度系數，對于不同的設備有不同的選取范圍，根據經驗一般在100～200內取值，轉速越高，取值越大。

式中各參數取值如下：

M=448 kg,g=9.8 m/s2,

A=41 μm，r=83 mm，

(因該機組轉速較高，安全起見，S取值為200)。

則試加塊質量m=106×448×9.8×41/[83×(11 000×2π/60)2×200]=8.180 4 g。為使現場動平衡工作更加安全，方便實施，制作6～8 g配重塊若干。

第1次嘗試在中間套筒靠近汽輪機側最頂部12號螺栓處加試重6.95 g(根據經驗，試重塊一般先裝在接近轉子自然停止后通過軸中心點垂直線最頂部的螺栓，見圖9)。

加試重后進行聯試，機組軸振情況如表3所示。在機組轉速升至11 000 r/min時，VE3349A振動值為48 μm∠131°。

根據單平面加重幅相影響系數法，有影響系數

(2)

圖9 試重安裝位置示意(旋轉方向為從低壓缸向汽輪機側看)

表3 試配重后，機組聯動試車情況

(3)

則，

M∠m，μm∠(°)。

由上述數據可知：

圖10 配加試重后，軸振變化示意

(4)

要想轉子平衡，則應滿足：

因此，應有

N·S=41 μm，n+s=340°

(5)

綜合式(4)和式(5)可得：

S=12.234 8 g≈12.23 g,

s=597.58°-360°=237.58°，

運用矢量分解法，將配重分解到8號∠210°、9號∠240°和10號∠270°的3個螺栓上，具體計算方法如下：

從以上內容可知，目前已知下列條件：

設：

則：

(6)

聯立式(5)～式(9)可得：

即

聯立式(11)和式(12)解得：

X2=0.624，Y3=5.817

又因

所以

≈5.82 g

所以，將配重分解到3個螺栓后，8號、9號、10號螺栓處配重大小、方位為

去掉12號螺栓6.59 g配重塊，則應分別在8、9、10號位置加6.85、1.25、5.82 g配重塊，安裝位置如圖11所示。

5) 8月14日22:07，平衡配重后聯動試車

平衡配重后，轉速升至1 200 r/min時，VE3349A振動值為20 μm， 沒有太大變化。繼續升速超過臨界點后， 平衡效果出現。隨著轉速升高振動逐漸降低， 轉速升至11 000 r/min時， 機組軸振情況如表4所示。由表4可看出， 此時透平低壓側軸振測點VE3349A振動值降到11.2 μm； 壓縮機低壓缸驅動側軸振測點VE3244振動值降到21.9 μm， 機組其余軸振情況良好。表5為機組各測點軸振報警值、 聯鎖值， 將表4結果與表5進行比較可知， 平衡配重取得了明顯效果。

圖11 平衡配重安裝位置示意(旋轉方向為從低壓缸向汽輪機側看)

表4 平衡配重后，機組聯動試車情況

SHS 01003—2004《石油化工旋轉機械振動標準》關于軸振動的評定標準如下：

a) 本標準適用的設備包括電動機、發電機、蒸汽輪機、煙氣輪機、燃氣輪機、離心壓縮機、離心泵和風機等類旋轉機械。

表5 機組各測點軸振報警值、聯鎖值 單位：μm

b) 軸振動A區(優良狀態)上限值，推薦按下式計算：

且≯50.8 μm

式中:Nmax——機器最大工作轉速，r/min。

表6為按照此公式計算出的機組達到優良狀態時的允許軸振值。

表6 機組達到優良狀態時的允許軸振值 單位：μm

c) 軸振動B區(合格狀態)的上限，建議取為A區上限的1.6～2.5倍。工作轉速較高者取下限，工作轉速較低者取上限。其值建議定為黃燈值(一級報警)。

d) 軸振動C區(不合格狀態)的上限，建議取為B區上限的1.5倍，其值建議定為紅燈值(二級報警)。

將表4、表6值進行對比可以發現，經動平衡調整后，機組運行達到優良狀態，動平衡調整效果良好。

4 結語

1) 機組軸振偏大確實是因軸系動不平衡原因引起；機組低壓缸驅動側軸振值大是因汽輪機聯軸器側軸振引起的。

2) 把聯軸器中間節套筒旋轉角度安裝降低振動存在不合理性，因為這樣可能會破壞聯軸器的平衡，相當于產生一個新的不平衡量去平衡掉原有的不平衡量，而這2個不平衡量的大小方向均未知，恰恰能相互抵消的概率很低。

3) 因支撐剛度、軸承裝配偏差、軸承同心度偏差及環境溫度、負荷大小等不同，導致轉子安裝在現場設備上和安裝在動平衡機上的工況不同，因此即便是已校對過動平衡的轉子，安裝在現場后，仍有出現振動偏大的可能性。

4) 當軸系中有1個轉子或2個鄰近轉子需要調整平衡時，可采用單轉子平衡法嘗試進行軸系平衡。當2根轉子符合以下情況時，單轉子單面平衡法是進行軸系平衡的有效方法，可在軸振值較大側聯軸器輪轂增加配重來進行平衡調整：

a) 轉子一側振動值大于另一側；

b) 2根轉子軸振位置鄰近(聯軸器兩側)。

5)現場轉子有動不平衡的情況出現時，可采用在線動平衡的方法進行平衡調整。但必須滿足以下條件：

a) 能夠確定鍵相槽位置；

b) 能夠確定軸振相位；

c) 現場條件允許機組連續多次停、開車；

d) 能夠制作合適且可安裝的配重塊。