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(diào)速范圍為9 039～12 100 r/min，正常工作轉(zhuǎn)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(zhuǎn)子均外委進行了高速動平衡，低壓缸更換新轉(zhuǎn)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(xiàn)軸振超標情況。機組聯(lián)試達到正常工作轉(zhuǎn)速后，與單試相比，汽輪機聯(lián)軸器側(cè)軸振值明顯變大，汽輪機、低壓缸聯(lián)軸器側(cè)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(lián)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(diào)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(zhuǎn)速11 000 r/min時，汽輪機聯(lián)軸器側(cè)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(lián)軸器側(cè)軸振隨轉(zhuǎn)速變化情況。從圖2可以看出，振動值隨轉(zhuǎn)速提升而不斷增大，汽輪機聯(lián)軸器側(cè)軸振在8 000 r/min以后隨轉(zhuǎn)速變化明顯。

2.2 第1次機組聯(lián)試

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

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

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

3 處理過程及效果

1) 8月12日～13日，斷開聯(lián)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(lián)軸器兩側(cè)振動值都大。遂決定拆檢聯(lián)軸器，復查對中，核查軸瓦安裝記錄；經(jīng)復檢確認，機組對中、聯(lián)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(lián)軸器側(cè)軸振隨轉(zhuǎn)速變化情況

圖3 聯(lián)動試車 汽輪機聯(lián)軸器側(cè)Bode

圖4 聯(lián)動試車 低壓缸驅(qū)動側(cè)Bode

查看聯(lián)試期間S8000狀態(tài)監(jiān)測系統(tǒng)Bode圖(見圖5)、頻譜圖(見圖6)、軸心軌跡圖(見圖7～圖8)發(fā)現(xiàn)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?。?軸振隨轉(zhuǎn)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(zhuǎn)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??；

d) 汽輪機、低壓缸轉(zhuǎn)子聯(lián)軸器側(cè)軸心軌跡為橢圓形。

此4點特征均符合轉(zhuǎn)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(lián)動試車 汽輪機聯(lián)軸器側(cè)軸振隨轉(zhuǎn)速變化情況

圖6 汽輪機聯(lián)軸器側(cè)軸振測點VE3349A、低壓缸驅(qū)動側(cè)軸振測點VE3244波形頻譜

圖7 汽輪機聯(lián)軸器側(cè)軸心軌跡

圖8 低壓缸驅(qū)動側(cè)軸心軌跡

2) 8月14日上午，首次在線動平衡試驗調(diào)整

將聯(lián)軸節(jié)與汽輪機對輪間連接螺栓松開，壓縮機轉(zhuǎn)子不動，汽輪機轉(zhuǎn)子旋轉(zhuǎn)180°后回裝聯(lián)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(lián)動試車(汽輪機、低壓缸轉(zhuǎn)子相對旋轉(zhuǎn)180°)

汽輪機聯(lián)軸器側(cè)軸振測點VE3349A振動值進一步增大，在機組轉(zhuǎn)速升至9 946 r/min時，振動值為61.4 μm(已超過聯(lián)鎖值60.2 μm)，提速過程中振動值隨轉(zhuǎn)速提升而不斷增大，汽輪機高壓側(cè)的振動值相比汽輪機和低壓缸轉(zhuǎn)子相對旋轉(zhuǎn)前聯(lián)試時的振動值也有所增大。該試驗說明汽輪機、低壓缸轉(zhuǎn)子相對旋轉(zhuǎn)180°對機組“軸系動不平衡”產(chǎn)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(zhuǎn)子恢復原位安裝，進行試配重調(diào)整

首先確定鍵相槽位置， 即零位， 目的是根據(jù)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(zhuǎn)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(zhuǎn)速升至11 000 r/min時， VE3349A振動值為34 μm， 轉(zhuǎn)速不變的情況下， 觀察40 min后穩(wěn)定在41 μm∠160°。

表1為汽輪機單試軸振值，表2為動平衡調(diào)整前機組聯(lián)試軸振值。由表2可知，汽輪機聯(lián)軸器側(cè)軸振大于高壓側(cè)軸振，低壓缸驅(qū)動側(cè)軸振大于非驅(qū)動側(cè)軸振。由表1可知，聯(lián)軸器側(cè)軸振大于高壓側(cè)軸振，分析認為，汽輪機轉(zhuǎn)子近聯(lián)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(zhuǎn)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(zhuǎn)子單面平衡法，以降低汽輪機聯(lián)軸器側(cè)VE3349A軸振值為目標。

根據(jù)動平衡經(jīng)驗公式【3】，計算試加塊質(zhì)量：

m=106 MgA/rw2S (1)

注：轉(zhuǎn)速11 000 r/min。

式中：m——轉(zhuǎn)子試加塊質(zhì)量，g；

M——被平衡轉(zhuǎn)子質(zhì)量，kg；

g——重力加速度，m/s2；

A——原始最大振幅，μm；

r——試加質(zhì)量塊安裝半徑，mm；

w——轉(zhuǎn)子工作角速度，rad/s；

S——靈敏度系數(shù)，對于不同的設備有不同的選取范圍，根據(jù)經(jīng)驗一般在100～200內(nèi)取值，轉(zhuǎn)速越高，取值越大。

式中各參數(shù)取值如下：

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

A=41 μm，r=83 mm，

(因該機組轉(zhuǎn)速較高，安全起見，S取值為200)。

則試加塊質(zhì)量m=106×448×9.8×41/[83×(11 000×2π/60)2×200]=8.180 4 g。為使現(xiàn)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(cè)最頂部12號螺栓處加試重6.95 g(根據(jù)經(jīng)驗，試重塊一般先裝在接近轉(zhuǎn)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(lián)試，機組軸振情況如表3所示。在機組轉(zhuǎn)速升至11 000 r/min時，VE3349A振動值為48 μm∠131°。

根據(jù)單平面加重幅相影響系數(shù)法，有影響系數(shù)

(2)

圖9 試重安裝位置示意(旋轉(zhuǎn)方向為從低壓缸向汽輪機側(cè)看)

表3 試配重后，機組聯(lián)動試車情況

(3)

則，

M∠m，μm∠(°)。

由上述數(shù)據(jù)可知：

圖10 配加試重后，軸振變化示意

(4)

要想轉(zhuǎn)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(nèi)容可知，目前已知下列條件：

設：

則：

(6)

聯(lián)立式(5)～式(9)可得：

即

聯(lián)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(lián)動試車

平衡配重后，轉(zhuǎn)速升至1 200 r/min時，VE3349A振動值為20 μm， 沒有太大變化。繼續(xù)升速超過臨界點后， 平衡效果出現(xiàn)。隨著轉(zhuǎn)速升高振動逐漸降低， 轉(zhuǎn)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(cè)軸振測點VE3349A振動值降到11.2 μm； 壓縮機低壓缸驅(qū)動側(cè)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(lián)鎖值， 將表4結(jié)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(zhuǎn)方向為從低壓缸向汽輪機側(cè)看)

表4 平衡配重后，機組聯(lián)動試車情況

SHS 01003—2004《石油化工旋轉(zhuǎn)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(fā)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(zhuǎn)機械。

表5 機組各測點軸振報警值、聯(lián)鎖值 單位：μm

b) 軸振動A區(qū)(優(yōu)良狀態(tài))上限值，推薦按下式計算：

且≯50.8 μm

式中:Nmax——機器最大工作轉(zhuǎn)速，r/min。

表6為按照此公式計算出的機組達到優(yōu)良狀態(tài)時的允許軸振值。

表6 機組達到優(yōu)良狀態(tài)時的允許軸振值 單位：μm

c) 軸振動B區(qū)(合格狀態(tài))的上限，建議取為A區(qū)上限的1.6～2.5倍。工作轉(zhuǎn)速較高者取下限，工作轉(zhuǎn)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(qū)(不合格狀態(tài))的上限，建議取為B區(qū)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(fā)現(xiàn)，經(jīng)動平衡調(diào)整后，機組運行達到優(yōu)良狀態(tài)，動平衡調(diào)整效果良好。

4 結(jié)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(qū)動側(cè)軸振值大是因汽輪機聯(lián)軸器側(cè)軸振引起的。

2) 把聯(lián)軸器中間節(jié)套筒旋轉(zhuǎn)角度安裝降低振動存在不合理性，因為這樣可能會破壞聯(lián)軸器的平衡，相當于產(chǎn)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(huán)境溫度、負荷大小等不同，導致轉(zhuǎn)子安裝在現(xiàn)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(zhuǎn)子，安裝在現(xiàn)場后，仍有出現(xiàn)振動偏大的可能性。

4) 當軸系中有1個轉(zhuǎn)子或2個鄰近轉(zhuǎn)子需要調(diào)整平衡時，可采用單轉(zhuǎn)子平衡法嘗試進行軸系平衡。當2根轉(zhuǎn)子符合以下情況時，單轉(zhuǎn)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(cè)聯(lián)軸器輪轂增加配重來進行平衡調(diào)整：

a) 轉(zhuǎn)子一側(cè)振動值大于另一側(cè)；

b) 2根轉(zhuǎn)子軸振位置鄰近(聯(lián)軸器兩側(cè))。

5)現(xiàn)場轉(zhuǎn)子有動不平衡的情況出現(xiàn)時，可采用在線動平衡的方法進行平衡調(diào)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(xiàn)場條件允許機組連續(xù)多次停、開車；

d) 能夠制作合適且可安裝的配重塊。