【文章內(nèi)容簡介】 性激振力短時間內(nèi)導致異常振動，揭缸處理后動靜之間間隙增大，再開機振動正常。湘潭3機＃1低壓轉子的突發(fā)性振動具有特殊性。 動靜碰磨分類根據(jù)機組運行狀態(tài)，可以分為啟動過程動靜碰磨和工作轉速下的動靜碰磨。根據(jù)接觸部位多少，可以分為部分碰磨和全周碰磨；根據(jù)摩擦發(fā)生不同的時間段，可以分為早期碰磨、中期碰磨和晚期碰磨。根據(jù)摩擦接觸方向，可以分為軸向碰磨和徑向碰磨。汽輪發(fā)電機組由于徑向間隙小，軸向間隙相對較大，大多數(shù)動靜摩擦都發(fā)生在徑向。徑向碰磨對機組振動的影響也最大，也是本項目研究的重點。根據(jù)摩擦引起振動幅值的不同，可以分為一般碰磨、嚴重碰磨和劇烈碰磨。以軸振動在100μm以內(nèi)變化的稱為一般碰磨，最大軸振動達100～200μm稱為嚴重碰磨，軸振動幅值在極短時間內(nèi)增加到200～254μm以上的稱為劇烈碰磨。汽輪機徑向動靜碰磨經(jīng)常發(fā)生在隔板汽封、葉頂汽封、端部軸封和油檔等部位，氫冷發(fā)電機密封瓦也經(jīng)常會發(fā)生動靜碰磨。碰磨通常有下列幾方面原因：（1）由于設計、安裝或檢修方面原因，動靜間隙給定值、調(diào)整值或預留值偏小。（2）由于管道的作用力使汽缸跑偏，汽缸上下、左右溫差過大導致汽缸變形，或汽缸膨脹不均。（3）由于質(zhì)量不平衡、轉子彎曲或軸系失穩(wěn)等導致轉子軸振動過大。（4）軸承標高變化、凝汽器真空變化、基礎不均勻沉降等等也影響動靜間隙。 機組動靜碰磨振動的主要特征（1）由于熱彎曲產(chǎn)生不斷變化的新的不平衡力，因此振動信號以工頻變化為主。由于受到?jīng)_擊和一些非線性因素影響，可能會出現(xiàn)少量低頻、倍頻和高頻成分。（2）一般摩擦振動幅值和相位具有波動特性。幅值一般波動30～50μm，有時也為15～25μm。（3）一般碰磨時，機組振動波動的持續(xù)時間可能比較長。（4）振動時域波形存在截頂現(xiàn)象。（5）停機后盤車時，大軸晃度值比原始值大幅度增加。（6）降速過臨界時的振動一般較正常升速時大。（7）嚴重碰磨和劇烈碰磨時，幅值和相位不再波動，振幅會急劇增加。 機組動靜碰磨振動的理論分析動靜碰磨時，轉子除正常受力外，還通過接觸點m受到靜止部件的徑向作用力N和逆轉動方向的摩擦力f（圖5）。動靜碰磨是一個十分復雜的過程，它同時存在三種物理現(xiàn)象：碰撞、摩擦和轉子剛度的增加。碰撞是一個時間很短的沖擊效應，相當于一個脈沖函數(shù)，包含豐富的頻譜，碰撞同時使轉子正常的運動受到阻礙，正弦波頂部通常被截斷。摩擦使轉子產(chǎn)生熱變形，工頻分量的幅值和相位不斷變化。動靜部分接觸后，相當于轉子增加了一個支撐點，剛度必然增加，轉子臨界轉速有可能變化。運行中的轉子必然存在振動，動靜碰磨使轉子振動高點H處發(fā)熱后局部膨脹，引起轉子熱彎曲，從而增加一個新的不平衡力，使振動發(fā)生變化。在摩擦斷面的二維坐標中，設A為轉子上存在的原始不平衡量，滯后α角的振動高點H為摩擦發(fā)熱位置，即轉子產(chǎn)生臨時熱彎曲的位置。B代表由于摩擦引起的新的不平衡，B、A合成后得到一個新的不平衡力A1和新的振動高點H1，如此不斷循環(huán)反復下去。轉子上原始不平衡位置是不變的，摩擦產(chǎn)生的熱不平衡B、B1是逆轉向轉動的，當熱不平衡旋轉到與原始不平衡A同相時，疊加后振動最大；當熱不平衡旋轉到與原始不平衡A反相時，疊加后振動最小。轉子綜合不平衡相當于逆轉動方向一直在旋轉，即碰磨振動發(fā)生時，工頻振動的幅值和相位是不斷變化的，這也是現(xiàn)場判斷碰磨振動發(fā)生的主要依據(jù)。轉子摩擦熱效應是工頻振動幅值和相位的增加，用下面簡單的數(shù)學模型加以解釋：一個由潤滑軸承支撐的均質(zhì)轉子，在第一臨界轉速下轉子和靜子在某個軸向區(qū)段R處發(fā)生摩擦，由于摩擦熱效應使轉子發(fā)生彎曲產(chǎn)生附加不平，轉子的模態(tài)為：式中：z—以復數(shù)表示的轉子橫向位移，x為水平方向，y為垂直方向； K、M—分別表示轉子橫向剛度和質(zhì)量； Ds—外阻尼； D—轉子圓周流體徑向阻尼； λ—流體園周平均速度比； Ω—轉速； m、γ、δ—分別表示轉子模態(tài)不平衡質(zhì)量的半徑及角度； PT(t)—由熱產(chǎn)生的軸彎曲，以隨軸一起轉動的坐標表示，其彎曲是時間的函數(shù)，與摩擦有關； K — 取決于摩擦區(qū)軸向位置的模態(tài)因子；αs—摩擦區(qū)和模態(tài)質(zhì)量區(qū)之間與軸偏轉有關的一個恒定的角度。熱彎曲發(fā)生在軸位移高點處，由于熱彎曲而產(chǎn)生新的附加不平衡與原始不平衡合成后又作用到轉子上，在第一臨界轉速以下，重點與高點之間的角度(位移滯后于不平衡的角度)小于90℃，因此其向量和大于原始不平衡，得出合成向量后，根據(jù)滯后角又得到轉子位移新的高點。假定熱彎曲PT是已知的，并隨時間t變化，在沒有摩擦的情況下，由方程(1)描述的轉子振動僅由初始不平衡引起，即：其幅值和相位為：角度δ+α0是由鍵相傳感器測得的高點位置。摩擦發(fā)生時，由于熱效應使軸彎曲，從而產(chǎn)生新的不平衡。這時，同步振動發(fā)生變化，由摩擦產(chǎn)生的不平衡力為：因為α=Ωt+δ+α0,這時，轉子響應變?yōu)椋菏街校簽檩S彎曲引起的不平衡力產(chǎn)生的振幅，其相位與α0相同，由(4)式表示的兩種響應合成后的振幅B1和相位β1可表達為： 可見，與方程（2）相比，在方程(4)中的同步振幅B1比未摩擦時增大了，而相位也滯后了β1。在轉子連續(xù)摩擦的以后一些時刻，由注腳|i表示(其中i=0、2……)，這些時刻轉子同步振動可以表達為：式中：新得到的工頻振動幅值和相位為：從式中可知，振動幅值進一步增加，相位更加滯后。通過連續(xù)的計算過程，在任一時刻i可以根據(jù)轉子上一個時刻i1計算出轉子的同步振動，可表達為：式中：方程（10）描述了一種螺旋形振蕩的同步振動模態(tài)，當在值i時Bi≥360時變化一周，需要完成一周的相位取決于初始相位滯后角α0，而α0又取決于工作轉速接近臨界轉速的程度，越接近臨界轉速α0值越大，完成一周的時間就越短。圖23 升降速振動變化曲線（1）升速過程中發(fā)生動靜碰磨時，降速過程相同轉速下的振動幅值應有明顯增加(圖23)，停機盤車時，轉子偏心值比原始值增加。一般盤車4個小時以上，轉子臨時彎曲消除后，再次開機或反復開停機幾次，動靜碰磨會慢慢自行消除，這種情況在新機組啟動調(diào)試和大修后機組啟動過程都經(jīng)常出現(xiàn)。目前，電廠在注重安全生產(chǎn)的同時，也大力狠抓機組節(jié)能，提出“一次開出的機組不是好機組”的概念，即是要求通流間隙不能取要求上限，而要求取下限甚至更小值，動靜間隙依靠機組開停幾次磨合出來。（2）動靜碰磨發(fā)生時，在某一轉速下停留一段時間后工頻振動幅值和相位應有明顯變化。這是判斷一般碰磨振動發(fā)生的主要依據(jù)。（3）一般碰磨振動，可以觀察到上述振動特征前面4項特征。嚴重碰磨和劇烈碰磨時，上述振動特征有些可能就不會出現(xiàn)。（4）發(fā)生嚴重碰磨振動時，在振動高點聚集大量熱量摩擦部位迅速膨脹，轉子發(fā)生輕微彎曲變形，導致振動幅值不再波動而是快速增加，相位變化略小于機械滯后角。這時必須果斷打閘停機，以免損壞主設備。（5）劇烈碰磨振動發(fā)生時，短短幾秒鐘內(nèi)，軸振動幅值可以達到保護動作值以上（254μm），相位角變化接近180176。在現(xiàn)場接觸較多的是一般碰磨振動，持續(xù)時間長達數(shù)天甚至更長，振動波動周期一小時到幾個小時。嚴重碰磨時，振動發(fā)生時間十幾分鐘到數(shù)十分鐘，軸振動幅值大幅度增加，這種情況汽輪發(fā)電機組上也容易出現(xiàn)。劇烈碰磨發(fā)生時，短短幾秒鐘軸振動增加到保護值以上而使機組跳機。這種情況現(xiàn)場并不多見，也容易與葉片斷裂引起的振動故障相混淆。注意兩者在振動增加時間方面的差別，葉片斷裂引起振動增大時間在1秒以內(nèi)，劇烈碰磨發(fā)生振動時間在幾秒到十幾秒鐘以上。600MW及300MW機組一般以各個軸承附近測得的軸振動峰峰值來評價機組振動狀態(tài)，普遍采用的標準為：軸振動76μm以內(nèi)為優(yōu)良，125μm是報警值，254μm停機。這是人們熟悉的常用的GB/Ⅰ—振動幅值的大小，電廠一般要求機組軸振動能夠控制在100μm以內(nèi)。對于碰磨引起的振動，還要應用不經(jīng)常注意的標準：GB/Ⅱ—振動幅值的變化。它規(guī)定：在同樣的位置和方向、近似相同的機組工況下，如果轉軸振動幅值顯著變化，其相對于基線值的變化量超過區(qū)域B上限值（125μm）的25%即31μm，不論振動幅值增大還是減小，都應該采取措施查明變化原因。考慮最大振動幅值以及機組在新情況下是否穩(wěn)定之后，再決定采取什么措施。600MW汽輪發(fā)電機組現(xiàn)場動平衡方法研究由于汽輪機轉子在制造廠內(nèi)僅進行單轉子高速動平衡，發(fā)電機轉子也只與勵磁滑環(huán)一起完成高速平衡。單轉子平衡時，前后對輪是外伸端處于自由狀態(tài)擾動很大，而在現(xiàn)場連接在軸系中時，對輪都處于約束狀態(tài)，轉子平衡狀態(tài)必然有所變化。再者，現(xiàn)場支撐轉子的軸承座與制造廠平衡時軸承座剛度差別，特別是坐落在排汽缸上的低壓轉子軸承和發(fā)電機端蓋軸承剛度都很差，導致軸承振動的響應靈敏度高。甚至發(fā)電機轉子熱態(tài)下的可能產(chǎn)生變形。上述因素都有可能需要在現(xiàn)場對軸系重新進行平衡。目前600MW汽輪發(fā)電機組調(diào)試期間，現(xiàn)場需要進行動平衡機組約占80%。600MW機組啟動一次需要花費數(shù)十萬元，現(xiàn)場動平衡時電廠希望盡可能減少啟動次數(shù)，最好一次成功，這對從事振動現(xiàn)場處理的工作人員提出了更高要求。現(xiàn)場動平衡能夠順利完成的關鍵有三點：第一，加重面即軸向位置的選?。坏诙?，試加重量大小確定；第三，試加重圓周角度的確定。 試加重量軸向位置的選取根據(jù)升速過程機組振動變化情況，如果轉子一階臨界轉速下振動較大，平衡轉速可以取臨界轉速或臨界轉速前面200～300r/min，在該轉子中部單獨加重或在轉子內(nèi)側前后端面同時試加對稱重量進行平衡。如果轉子在二階臨界轉速下振動較大或工作轉速下主要表現(xiàn)為反相振動，可以在該轉子內(nèi)側前后端面同時試加反對稱重量。如果轉子三階振型分量較大，可以在該轉子三個截面同時加重即前、后端面加同相和中部加反向試加重量或在轉子前后外伸端同時加對稱重量的方法進行平衡。當然，如果僅僅軸系中某一點振動較大，也可以在振動大點附近單面加重。這種按照振型試加重量的方法加重靈敏度高，計算簡單。從上可以看出，試加重量軸向位置的選取不是困難所在。試加重量大小可以參考同類型機組影響系數(shù)，依據(jù)原始振動值計算后得出，這時基本可以按照計算得出的重量進行試加。對于沒有參考數(shù)據(jù)的機組，也可以按照下列經(jīng)驗公式計算得出試加重量：P—轉子某側試加重量，kg；α—靈敏系數(shù)；m—轉子質(zhì)量，kg；Ao—原始振幅，μm；R—加重半徑，m。ω—平衡轉速，rad/s。這時，試加重量所產(chǎn)生的離心力相當于轉子重量的5～10%即可，試加重量太輕不能引起足夠的振動變化，太重可能影響機組安全。當然，通過長期的動平衡實踐，同型號機組轉子加重的影響系數(shù)是可以互相參考和借鑒。 試加重量圓周角度的確定目前經(jīng)常采用的脈沖測量基頻振動相位，其基本原理是：在轉子上貼一條反光帶或者開挖一個鍵相槽，采用光電傳感器或電渦流傳感器產(chǎn)生一個與轉速完全同步的脈沖信號，脈沖信號前沿與振動信號高點之間的距離，即為振動相位。由振動相位的定義，可以根據(jù)下列公式計算得出試加重量圓周角度：Φ=θ+90180α。Φ—試加重量角度；θ—測量相位角；90—振動傳感器與鍵相器相對位置角；α—振動高點于不平衡滯后角。公式右側四項中，前面三項都是確定的，只有第四項的滯后角是需要選取的經(jīng)驗數(shù)據(jù)。 根據(jù)相頻特性曲線（圖25），當一階臨界轉速下振動較大，選取的平衡轉速在一階臨界轉速之前時，對稱試加重量的滯后角應小于90176。；反之，當選取的平衡轉速在一階臨界轉速之后時，對稱試加重量的滯后角應大于90176?！D24 　相位角定義及與滯后角關系 當工作轉速下振動較大，轉子兩端主要呈現(xiàn)反對稱分量時，如果二階臨界轉速下低于工作轉速，工作轉速下反對稱試加重量的滯后角應大于90176。；如果二階臨界轉速下高于工作轉速，工作轉速下反對稱試加重量的滯后角應小于90176。目前大型機組中，工作轉速下主要發(fā)電機轉子呈現(xiàn)出三階振型。由于發(fā)電機轉子里面加重困難較大，一般情況下選擇在低發(fā)對輪和勵磁滑環(huán)風扇平衡槽對稱加重平衡其三階分量。 大型機組各轉子加重滯后角的經(jīng)驗數(shù)據(jù)根據(jù)近年大型機組動平衡試驗實踐，滯后角總結經(jīng)驗數(shù)據(jù)如下：臨界轉速前動平衡工作轉速動平衡高中壓轉子一階臨界轉速前軸振動30～50176。工作轉速下二階軸振動30176?！?0176。低壓轉子二階共振轉速低于工作轉速，軸承振動120176?！?60176。(哈汽、東方)；工作轉速軸承振動120176?！?0176。(上汽)。發(fā)電機轉子一階臨界前軸承振動30～50176。工作轉速二階振動120176。～140176。，工作轉速三階振型外伸端加重40176?！?0176。勵磁滑環(huán)工作轉速下軸振動0176。～20176。300MW及以下容量機組，由于各個轉子振動特性和各個支持軸承剛度差別較大，一般在轉子本體加重只影響該轉子兩側軸承振動和軸振動，對其他轉子測點振動影響有限，現(xiàn)場動平衡的實質(zhì)還是單轉子的平衡。600MW機組兩個低壓轉子振動特性相近，低壓缸剛度基本一致?，F(xiàn)場動平衡時，在其中一個轉子上加重，可能會對相鄰的另一個低壓轉子振動產(chǎn)生顯著影響，這時必須兩者兼顧，或者兩個轉子同時加重進行平衡。D廠3機組3000r/min及帶負荷時，Ⅰ低壓轉子軸承振動和Y向絕對振動偏大，分析得知Ⅰ低壓轉子可能存在一定的二階不平衡分量。根據(jù)振動幅值和相位推算，同時在Ⅰ低壓轉子3瓦端加重450克/30孔(順轉向80176。)、4瓦端加重450克/12孔(逆轉向100176。)。轉速3000r/min時，4軸承振動和軸振動下降明顯，但Ⅱ低壓轉子振動卻增大不少。繼續(xù)在Ⅱ低壓轉子6軸瓦端10孔(逆轉向80176。)、29孔(順轉向90176。)位置分別加重351克。再次啟動升速到3000r/min時，Ⅱ低壓轉子振動還是較大，且Ⅰ低壓轉子4軸承振動也明顯增加了（表6）。計算并綜合考慮后，調(diào)整Ⅱ低壓轉子加重為：6軸瓦端2孔(0176。)、20孔(180176。)位置分別加重