旋转设备动平衡试验中若干问题的分析

师忠玉

（山西大唐国际运城发电有限责任公司，山西运城 044602）

1 振动相位校对和0°位置的确定

对于旋转设备动平衡而言，相位准确测量的重要性是不言而喻的。不同厂家的振动测量设备，相位的含义不同[1]，有的相位含义是标准脉冲信号前沿导前振动信号波形第一个正峰值的角度；有的相位含义是标准脉冲信号前沿导前振动信号第一个正向过零点的角度。不同的仪器相位有不同的定义，若动平衡试加重角度与仪器相位定义不同，则直接会造成试加重的失败，在动平衡之前，校对振动相位的测量数值是很有必要的。首先与TDM核对，若不一致应进一步对TDM和振动测量仪器的相位定义进行确认。再者要检查振动测量仪器相位的定义。例如某振动测试分析软件键相设置（见图1，采用下降沿转速触发特性的波形见图2，采用上升沿转速触发特性的波形见图3），依据图1的设置和图2的波形，对比相位实测数值，确认此仪器测量的相位是标准脉冲信号的后沿导前振动信号波形第一个正峰值的角度。

对于动平衡，加重 0°的位置就是相位测量 0°的定义，一般现场动平衡，大多数选择键相槽的中间位置，也有的选择前沿，还有的选择后沿，不同的选择存在约 3～5°的偏差。根据图2和图3不同的定义，实际相位测量相差 5°。某振动测量仪器按图1设置参数，则 0°加重位置是：顺汽轮机转向，在转子键槽的后沿处。

2 汽轮机检修后轴系平衡状态变化进行的动平衡

某2台同类型的亚临界600 MW机组，高中压缸采用合缸结构。高中压转子和1号低压转子、1号低压转子和2号低压转子、2号低压转子和发电机转子均通过联轴器刚性联接，每根转子均有2个支撑轴承支撑。

图1 键相设置

图2 下降沿触发波形

图3 上升沿触发波形

2台汽轮机先后进行了高中压缸揭缸检修，检修期间转子均没有做影响质量平衡的检修工作，但检修后2台机组振动均发生了变化：1号汽轮机检修前后振动发生了较大变化，2号汽轮机检修前后振动变化相对小些，2台机组振动变化情况分别见表1和表2。

表1 1号汽轮机揭缸检修前后振动数据（通频振幅/一倍频振幅/一倍频相位：μm/μm/（°））

表2 2号汽轮机揭缸检修前后及动平衡后振动数据(通频振幅/一倍频振幅/一倍频相位：μm/μm/（°）)

根据振动测试数据、检修安装数据和机组运行参数，对揭缸检修前后的振动变化进行如下分析。

振动变化最大的为二瓦轴振，一、三瓦轴振次之，变化前后均是以一倍频为主，且机组正常运行期间相位稳定，应是轴系平衡状态发生变化造成的。

瓦振均较小，且变化不大，说明轴瓦紧力及刚度正常。

对比盘车时挠度、冲转时低转速 (400 r/min)振动、历次检修高中压转子弯曲测量值，均没有发生明显变化，应排除高中压转子弯曲变化的因素。

各轴瓦温度没有变化，说明轴承承载荷分配没有大的变化，对比转子中心上移量无大的变化，间接推断检修前后轴承的标高应变化不大。

轴向位移、推力瓦温无变化，说明运行中轴向推力无大的变化。

对比历次检修全实缸高中压转子与1号低压转子对轮中心的数据，对轮张口和转子高低数据均在设计范围内且数值偏差不大。根据表1和表2的振动数据分析，修前修后二、三瓦轴振的幅值及相位均比一、四瓦轴振变化大，初步分析轴系在二、三瓦之间新产生了稳定的不平衡量。2号机在检修后，在二、三瓦之间的高中压转子与1号低压转子的对轮上加重，将振动降至正常范围内，进一步证明了二、三瓦之间的轴系产生了新的不平衡。

问题是本次2台汽轮机高中压的揭缸检修，主要工作是隔板变形量的测量、隔板的金属检验，以及汽封间隙的调整，转子没有进行任何改变质量的检修工作。而且历次检修，中低对轮的中心数据均正常，检修中同心度的测量又正常，为什么在高中压转子与1号低压转子的对轮上产生了新的不平衡力呢。其实造成检修前后二、三瓦振动变化较大最可能的原因应是：中低对轮螺栓连接前后，轴系连接的同心度或者平直度发生了变化，造成了对轮处产生了新的稳定的不平衡。

目前应对该问题的方法，是在检修后，若二、三瓦振动发生大的变化，采取对轮加重的动平衡措施[2]，在已经有影响系数的前提下，此方法稳妥，可保证一次成功。但是，可能会造成在下次机组检修后，又要调整轴系的平衡，也就是说，一次平衡维持一个检修周期。彻底地处理措施是在检修过程，保持修前的轴系平衡状态。

3 小型悬臂式离心风机动平衡问题

对于小型悬臂式离心风机，这类风机叶轮与电机直连，经常发生检修前振动状况良好，重新组装后，产生振动变大的问题，而且再次组装振动可能还是较大，处理这类问题比较棘手（某脱硝稀释风机振动见表3）。

从振动测量数据看，判断振动大的原因难度不大，排除了底座刚度的问题后，基本可以确定是不平衡的问题了。

表3 某脱硝稀释风机振动数据（通频振幅/一倍频振幅/一倍频相位；μm/μm/（°））

动平衡可以采用单个振动测点也可以采用多个测点的数值来计算，但此风机加重响应灵敏，产生此现象，建议采用单个测点动平衡，其他测点作为校核使用。

按照常理，动平衡时选择振动较大的测点，该设备振动较大处为电机自由端水平方向。进一步分析，电机自由端水平方向振动相位与垂直方向相差 34°，与 90°规律相距较远，原因为2个方向的刚度、阻尼差别大造成的。所以这2个振动数据不建议用来动平衡计算。

再观察电机驱动端2个方向振动，相位差70°，本次动平衡采用电机驱动端振动数据，其他振动数据作为校核使用，在风机叶轮上加重11.7 g∠155°。通过动平衡后，以上4个测点的通频振动值分别降低至 13 μm、11 μm、35 μm、23 μm，振动达到优良水平。

对于此类设备的动平衡问题，一是看影响系数的大小，再者看相互垂直方向的振动相位差别，综合分析选取振动数据进行动平衡计算，最终达到降低振动的目的。

4 立式凝结水泵的动平衡问题

某凝结水泵电机振动较大，为降低43 Hz以下运行区间的一倍频振动分量，在电机与泵转子的对轮外沿加重，加重半径约240 mm，进行动平衡试验。先进行 200 g∠270°试加重，最终加重168 g∠220°，加重前后的振动数据见表4。

从以上数据可以看出，凝泵动平衡相对较复杂，动平衡中存在的问题如下。

a）相互垂直2个方向的振动，在某些运行频率段，一个方向振动降低了，而另一个方向的振动升高了。

b）在整个运行频率区间，有些频率点振动降低了，而另外的频率点振动反而升高。

c）电机上下部位的振动变化不同，在某些运行频率段，电机上部的振动降低了，而电机下部的振动升高了。

表4 在电机与泵转子的对轮外沿加重前后的振动数据 μm

在实际动平衡过程中采取的方法是，采用上部振动较大的2个频率点实施动平衡，其他频率点的振动以及电机下部的振动作为参考。采取了折中处理，把振动最大的降下来，虽然其他部位以及运行工况点振动有所增加，但整体振动控制在合理范围内，满足设备运行的要求。

5 结束语

旋转设备的动平衡问题在现场比较常见，设备的特性不同，有的平衡问题简单，有的平衡问题复杂，本文总结动平衡中的若干问题，仅作抛砖引玉之用。

参考文献:

[1] 施维新.汽轮发电机组振动及事故 [M].北京：中国电力出版社，2008：19－25．

[2] 寇胜利.汽轮发电机组的振动及现场平衡 [M].北京：中国电力出版社，2007：251－254.