趙 博， 何國(guó)安， 闞選恩， 姜廣政， 常東鋒

(1． 西安熱工研究院有限公司， 西安 710054； 2． 西安西熱節(jié)能技術(shù)有限公司， 西安 710054； 3． 西安理工大學(xué) 機(jī)械與精密儀器工程學(xué)院， 西安 710048)

大型汽輪發(fā)電機(jī)組是電力系統(tǒng)的核心設(shè)備，其發(fā)生振動(dòng)故障會(huì)影響設(shè)備的安全穩(wěn)定運(yùn)行，造成嚴(yán)重的經(jīng)濟(jì)損失，甚至發(fā)生災(zāi)難性事故?；谡駝?dòng)數(shù)據(jù)分析的軸系故障診斷可以在故障發(fā)生早期確定其原因，進(jìn)而根據(jù)診斷結(jié)果及時(shí)采取措施保障機(jī)組長(zhǎng)期安全運(yùn)行[1]。因此，針對(duì)大型汽輪發(fā)電機(jī)組軸系的動(dòng)力學(xué)行為研究具有重要意義。

轉(zhuǎn)子進(jìn)動(dòng)方向是振動(dòng)故障診斷和治理的重要依據(jù)特征之一[2-3]。為了準(zhǔn)確建立轉(zhuǎn)子反向渦動(dòng)行為與故障之間的映射關(guān)系，研究人員對(duì)轉(zhuǎn)子反向渦動(dòng)機(jī)理開(kāi)展了大量研究。動(dòng)靜碰摩[4-5]、軸頸呼吸裂紋[6]、轉(zhuǎn)子剛度不對(duì)稱[7-8]和軸承非線性[9]等均會(huì)導(dǎo)致轉(zhuǎn)子發(fā)生具有相應(yīng)特征的反向渦動(dòng)。質(zhì)量不平衡是旋轉(zhuǎn)機(jī)械最常見(jiàn)的振動(dòng)故障來(lái)源，據(jù)統(tǒng)計(jì)，旋轉(zhuǎn)機(jī)械70%以上的振動(dòng)故障與質(zhì)量不平衡有關(guān)[10]。傳統(tǒng)理論認(rèn)為，不平衡激振力作用下，僅在支撐剛度非對(duì)稱導(dǎo)致的臨界轉(zhuǎn)速分離區(qū)域內(nèi)轉(zhuǎn)子才會(huì)發(fā)生反向渦動(dòng)[11]。Muszynska[12]對(duì)懸臂外伸端轉(zhuǎn)子進(jìn)行振動(dòng)試驗(yàn)發(fā)現(xiàn)，軸承剛度為非對(duì)稱且彎曲和不平衡同時(shí)存在時(shí)，轉(zhuǎn)子反向渦動(dòng)轉(zhuǎn)速區(qū)域可能超出臨界轉(zhuǎn)速分離區(qū)域。吳文青等[13]利用有限元法研究了大型汽輪機(jī)低壓轉(zhuǎn)子不平衡和彎曲響應(yīng)特性，并分析了軸承對(duì)稱特性對(duì)振動(dòng)響應(yīng)的影響。Rao等[14]為識(shí)別轉(zhuǎn)子渦動(dòng)方向，在振動(dòng)測(cè)試系統(tǒng)中專門設(shè)計(jì)了復(fù)雜的計(jì)算電路，并通過(guò)試驗(yàn)證明了軸承間隙周向不均勻可導(dǎo)致Jeffcott轉(zhuǎn)子反向渦動(dòng)。王杰等[15]建立了雙轉(zhuǎn)子系統(tǒng)有限元模型，研究了軸承非對(duì)稱系數(shù)對(duì)反進(jìn)動(dòng)轉(zhuǎn)速區(qū)域的影響。綜上，對(duì)不平衡離心力作用下的轉(zhuǎn)子反向渦動(dòng)問(wèn)題的研究主要集中在臨界轉(zhuǎn)速分離區(qū)域，缺少對(duì)其他工作轉(zhuǎn)速下反向渦動(dòng)實(shí)測(cè)案例的介紹分析。

滑動(dòng)軸承剛度非對(duì)稱設(shè)計(jì)有穩(wěn)定性高的優(yōu)點(diǎn)，是大型汽輪發(fā)電機(jī)組軸系設(shè)計(jì)普遍采用的技術(shù)方案[11]。大型汽輪發(fā)電機(jī)組軸系較長(zhǎng)，且冷熱態(tài)中心變化大，各軸瓦載荷很難始終保持理想狀態(tài)，可能使軸瓦在不同方向的剛度差異更為明顯[16]，此外，現(xiàn)實(shí)中發(fā)生的軸系質(zhì)量不平衡通常為多面不平衡。基于上述特點(diǎn)，筆者通過(guò)簡(jiǎn)化模型的理論推導(dǎo)和現(xiàn)場(chǎng)實(shí)例分析，對(duì)不平衡導(dǎo)致的轉(zhuǎn)子反向渦動(dòng)問(wèn)題進(jìn)行研究。推導(dǎo)了使用相對(duì)軸振測(cè)量結(jié)果來(lái)判斷軸頸渦動(dòng)方向的數(shù)學(xué)表達(dá)式，建立了非對(duì)稱支撐轉(zhuǎn)子動(dòng)力學(xué)分析簡(jiǎn)化模型，分析了不平衡質(zhì)量的軸向位置、大小和所在角度對(duì)轉(zhuǎn)子渦動(dòng)方向的影響規(guī)律。

1 轉(zhuǎn)子渦動(dòng)監(jiān)測(cè)

大型汽輪發(fā)電機(jī)組普遍配備軸系振動(dòng)監(jiān)測(cè)系統(tǒng)，典型傳感器布置方式為每個(gè)軸承處安裝夾角為90°的2個(gè)電渦流探頭，如圖1所示。采集的原始振動(dòng)位移信號(hào)經(jīng)過(guò)傅里葉分解，將2個(gè)方向位移的一倍頻分量表示為：

(1)

式中：Sx(t)、Sy(t)分別為軸徑在X和Y方向位移的一倍頻分量；Ax、φx分別為SX傳感器測(cè)得的振動(dòng)幅值和相位；Ay、φy分別為SY傳感器測(cè)得的振動(dòng)幅值和相位；ω為轉(zhuǎn)子轉(zhuǎn)動(dòng)角速度；t為時(shí)間。

圖1 轉(zhuǎn)子渦動(dòng)及振動(dòng)測(cè)量系統(tǒng)示意圖Fig.1 Schematic diagram of rotor whirl orbit and vibration measurement

設(shè)圖1中固定坐標(biāo)系Y軸與傳感器SY的夾角為α，表示傳感器的安裝角。則此固定坐標(biāo)系下軸心實(shí)時(shí)坐標(biāo)(x,y)和軸振(Sx,Sy)之間的換算關(guān)系為：

(2)

轉(zhuǎn)子渦動(dòng)方向即圖1中軸心軌跡中軸心的移動(dòng)方向。當(dāng)渦動(dòng)方向和轉(zhuǎn)子轉(zhuǎn)動(dòng)方向相同時(shí)為正向渦動(dòng)，相反時(shí)為反向渦動(dòng)[11,14]。設(shè)φ為軸心在固定坐標(biāo)系中的方位角，根據(jù)圖1中幾何關(guān)系，有：

(3)

將式(1)、式(2)代入式(3)并對(duì)t求導(dǎo)數(shù)，得到方位角φ的變化率：

(4)

(5)

由式(5)可知，通過(guò)2個(gè)正交布置探頭測(cè)得振動(dòng)的相位關(guān)系即可判斷轉(zhuǎn)子渦動(dòng)方向。由于式(4)中不含傳感器安裝角α，表明截面上2個(gè)傳感器只需保持相互垂直，安裝角不影響渦動(dòng)方向的判斷結(jié)果。

2 非對(duì)稱支撐轉(zhuǎn)子系統(tǒng)響應(yīng)分析

圖2為非對(duì)稱支撐轉(zhuǎn)子簡(jiǎn)化模型示意圖。對(duì)實(shí)際模型進(jìn)行簡(jiǎn)化，使系統(tǒng)在X方向和Y方向上的自由度能夠解耦，忽略軸承剛度和阻尼的交叉項(xiàng)，也不考慮陀螺效應(yīng)的影響。模型中轉(zhuǎn)子為軸對(duì)稱，軸承在X、Y方向具有不同的剛度(記為Kx、Ky)和阻尼(記為Cx、Cy)。

圖2 非對(duì)稱支撐轉(zhuǎn)子簡(jiǎn)化模型Fig.2 Simplified model of non-axisymmetric support-rotor

由于系統(tǒng)在剛度不同的2個(gè)方向是解耦的，設(shè)X方向第i階固有頻率為ωx,i，Y方向第i階固有頻率為ωy,i，分別對(duì)應(yīng)主振型φx,i和φy,i。若2個(gè)方向上有前n階模態(tài)需要考慮，根據(jù)模態(tài)疊加法，軸向坐標(biāo)為z處截面軸心位移可表示為：

(6)

式中：ηx,i(t)和ηy,i(t)分別為X方向和Y方向的第i階正則坐標(biāo)。

當(dāng)忽略軸承非對(duì)稱特性時(shí)，轉(zhuǎn)子系統(tǒng)固有頻率成對(duì)出現(xiàn)，即ωx,i=ωy,i，也分別對(duì)應(yīng)OXZ和OYZ平面內(nèi)的相同振型。2個(gè)方向剛度不同時(shí)，原先重合的固有頻率分離，一個(gè)對(duì)應(yīng)剛度小的方向，另一個(gè)對(duì)應(yīng)剛度大的方向。不失一般性，假設(shè)Kx

(7)

式中：qx,i(t)和qy,i(t)分別為X方向和Y方向第i個(gè)正則坐標(biāo)的廣義力；ξx,i和ξy,i分別為X方向和Y方向第i階模態(tài)阻尼比。

如圖2所示，轉(zhuǎn)子軸向位置l1處有大小為f1、相位為θ1的不平衡激振力，X方向和Y方向的不平衡力Qx,1和Qy,1可用復(fù)數(shù)表示為：

(8)

對(duì)應(yīng)的正則坐標(biāo)下的廣義力為：

(9)

將式(9)代入式(7)得到第i組正則坐標(biāo)方程為：

(10)

求解方程組(10)，得到當(dāng)轉(zhuǎn)子軸向位置l1處有大小為f1、相位為θ1的不平衡激振力時(shí)，X方向第i階正則坐標(biāo)方程的解為：

(11)

將式(11)代入式(6)可得：

Sx(z,t)=

f1ei(ω t-θ1)Cx(l1,z)

(12)

式中：Cx(l1,z)為在l1處0°位置加重單位質(zhì)量時(shí)，在轉(zhuǎn)子z處X方向的響應(yīng)，即通常所說(shuō)的l1處加重對(duì)測(cè)量截面處X方向振動(dòng)的影響系數(shù)。

Cx(l1,z)=

(13)

Cy(l1,z)=

(14)

根據(jù)線性疊加原理，當(dāng)在軸向l1和l2位置分別有不平衡量G(l1)和G(l2)時(shí)，轉(zhuǎn)子z0處的不平衡響應(yīng)為：

(15)

從式(13)和式(14)可以看出，當(dāng)n>2，且l1、l2和z0不在振型節(jié)點(diǎn)時(shí)，影響系數(shù)滿足以下關(guān)系：

(16)

在式(16)的前提下，由式(15)可知，對(duì)于任意一組振動(dòng)Sx(z0)和Sy(z0)，都有唯一的一組加重方式與之對(duì)應(yīng)。因此，必然有加重方式G(l1)和G(l2)使轉(zhuǎn)子z0處的Sx(z0)和Sy(z0)滿足任何相位關(guān)系，包括滿足式(5)定義的反向渦動(dòng)情形。

(17)

與式(16)類似，只要滿足

(18)

則必然存在加重方式G(l2)，使加重后Sx(z0)和Sy(z0)滿足任何相位關(guān)系，包括滿足式(5)定義的反向渦動(dòng)情形。

3 軸頸反向渦動(dòng)現(xiàn)場(chǎng)案例

3.1 案例一

神華神東電力新疆準(zhǔn)東五彩灣發(fā)電有限公司(以下簡(jiǎn)稱神華五彩灣電廠)3號(hào)機(jī)組汽輪機(jī)為間接空冷、超超臨界、三缸兩排汽660 MW汽輪機(jī)，配以水氫氫冷型發(fā)電機(jī)。汽輪機(jī)各轉(zhuǎn)子為雙支撐，發(fā)電機(jī)-集電環(huán)轉(zhuǎn)子為3支撐結(jié)構(gòu)，軸系簡(jiǎn)圖見(jiàn)圖3。

機(jī)組于2019年底進(jìn)入整套啟動(dòng)試運(yùn)行階段。機(jī)組調(diào)試沖轉(zhuǎn)到3 000 r/min后，9號(hào)軸承處相對(duì)軸振偏大，振動(dòng)最大的9X測(cè)點(diǎn)峰峰值超過(guò)110 μm，超出了新機(jī)投產(chǎn)的振動(dòng)保證值?，F(xiàn)場(chǎng)振動(dòng)測(cè)試結(jié)果顯示振動(dòng)以基頻分量為主，3 000 r/min空載工況下振動(dòng)幅值和相位相對(duì)穩(wěn)定。表1給出了機(jī)組定速3 000 r/min空載工況下軸系8號(hào)和9號(hào)軸承處的振動(dòng)數(shù)據(jù)。分析認(rèn)為振動(dòng)偏大的原因?yàn)檩S系存在一定的質(zhì)量不平衡，可以通過(guò)現(xiàn)場(chǎng)高速動(dòng)平衡降低9號(hào)軸承軸振水平。

圖3 660 MW汽輪發(fā)電機(jī)組軸系簡(jiǎn)圖Fig.3 Schematic diagram of 660 MW turbine generator set

為了排除軸頸表面存在不圓度、材質(zhì)不均和局部剩磁對(duì)振動(dòng)信號(hào)的影響，本文3個(gè)案例中振動(dòng)數(shù)據(jù)已扣除200 r/min下測(cè)得的晃度。

經(jīng)計(jì)算，提供動(dòng)平衡方案為9號(hào)軸承后平衡盤330°位置加重230 g。在調(diào)試過(guò)程停機(jī)窗口實(shí)施加重，方案實(shí)施后軸系振動(dòng)水平顯著降低，相同工況下各測(cè)點(diǎn)振動(dòng)均在50 μm以下，相關(guān)測(cè)點(diǎn)振動(dòng)數(shù)據(jù)見(jiàn)表1。根據(jù)第1節(jié)中提出的渦動(dòng)方向判定準(zhǔn)則，比較X方向和Y方向的軸振基頻相位，可以看出平衡前8號(hào)和9號(hào)軸承處均為正向渦動(dòng)，平衡后9號(hào)軸承處軸頸為反向渦動(dòng)。圖4給出了機(jī)組動(dòng)平衡前后8號(hào)和9號(hào)軸承處軸心渦動(dòng)軌跡，圖4(d)驗(yàn)證了平衡后9號(hào)軸承處軸頸渦動(dòng)方向?yàn)榉聪颉?/p>

3.2 案例二

華能營(yíng)口電廠3號(hào)機(jī)組為600 MW超超臨界汽輪發(fā)電機(jī)組，投產(chǎn)于2007年。其汽輪機(jī)為高中壓合缸，較圖3中機(jī)型少2個(gè)軸承，因此集電環(huán)前后為6號(hào)和7號(hào)軸承。機(jī)組于2017年經(jīng)歷一次A級(jí)檢修后于4月24日啟動(dòng)，定速3 000 r/min后測(cè)試結(jié)果顯示7X和7Y測(cè)點(diǎn)峰峰值均在130 μm以上，超過(guò)了報(bào)警值。利用機(jī)組檢修后試驗(yàn)過(guò)程中短期停機(jī)機(jī)會(huì)，現(xiàn)場(chǎng)對(duì)集電環(huán)小軸提供高速動(dòng)平衡方案，在集電環(huán)尾部平衡槽上加重200 g∠85°。

表2給出了加重前后6號(hào)和7號(hào)軸承振動(dòng)數(shù)據(jù)，動(dòng)平衡處理后，軸系6號(hào)和7號(hào)軸承處振動(dòng)均顯著降低。圖5為該發(fā)電機(jī)組動(dòng)平衡前后6號(hào)和7號(hào)軸承處軸心渦動(dòng)軌跡。從圖5中的軸心渦動(dòng)軌跡和表2中的基頻振動(dòng)相位都可以看出，動(dòng)平衡處理后7號(hào)軸承處軸頸為反向渦動(dòng)。

表1 神華五彩灣電廠3號(hào)機(jī)組動(dòng)平衡前后振動(dòng)數(shù)據(jù)

(a) 8號(hào)軸承平衡前

(b) 8號(hào)軸承平衡后

(c) 9號(hào)軸承平衡前

(d) 9號(hào)軸承平衡后圖4 神華五彩灣電廠3號(hào)機(jī)組動(dòng)平衡前后8號(hào)和9號(hào)軸承處軸心渦動(dòng)軌跡Fig.4 Shaft whirl orbit at No.8 and No.9 bearings before and after dynamic balance of No.3 unit of Shenhua Wucaiwan Power Plant

表2 華能營(yíng)口電廠3號(hào)機(jī)組動(dòng)平衡前后振動(dòng)數(shù)據(jù)

(a) 6號(hào)軸承平衡前

(b) 6號(hào)軸承平衡后

(c) 7號(hào)軸承平衡前

(d) 7號(hào)軸承平衡后圖5 華能營(yíng)口電廠3號(hào)機(jī)組動(dòng)平衡前后6號(hào)和7號(hào)軸承處軸心渦動(dòng)軌跡Fig.5 Shaft whirl orbit at No.6 and No.7 bearings before and after dynamic balance of No.3 unit of Huaneng Yingkou Power Plant

3.3 案例三

新疆準(zhǔn)東特變能源有限責(zé)任公司(以下簡(jiǎn)稱準(zhǔn)東特變電工)1號(hào)機(jī)組與案例一機(jī)型相同，軸系簡(jiǎn)圖如圖3所示。在3 000 r/min工況下9號(hào)軸承X方向相對(duì)軸振超過(guò)220 μm，不滿足長(zhǎng)期運(yùn)行的要求。2020年10月27日，對(duì)1號(hào)機(jī)組帶負(fù)荷穩(wěn)定運(yùn)行、滑參數(shù)降負(fù)荷及惰走過(guò)程進(jìn)行了詳細(xì)振動(dòng)測(cè)試。測(cè)試期間機(jī)組9號(hào)軸承X方向軸振最高達(dá)到237 μm，振動(dòng)主要為基頻分量，幅值約有50 μm的波動(dòng)。

根據(jù)振動(dòng)測(cè)試結(jié)果，發(fā)電機(jī)-集電環(huán)轉(zhuǎn)子振動(dòng)以基頻分量為主，為質(zhì)量不平衡導(dǎo)致的強(qiáng)迫振動(dòng)?；l振動(dòng)的幅值和相位在不同工況下有所變化，表明其平衡狀態(tài)也受工況影響，為不穩(wěn)定的質(zhì)量不平衡問(wèn)題。由于幅值和相位在一定范圍內(nèi)波動(dòng)，分析認(rèn)為可以嘗試通過(guò)現(xiàn)場(chǎng)高速動(dòng)平衡的手段改善其振動(dòng)水平。根據(jù)現(xiàn)場(chǎng)振動(dòng)測(cè)試結(jié)果，為降低1號(hào)機(jī)組在帶負(fù)荷工況下9號(hào)軸承處的軸振幅值，現(xiàn)場(chǎng)計(jì)算并給出了動(dòng)平衡方案，加重位置為集電環(huán)小軸尾部平衡盤。在集電環(huán)小軸尾部平衡盤加重245 g，加重后滿負(fù)荷工況下，各測(cè)點(diǎn)振動(dòng)均在70 μm以下，如表3所示。與前2個(gè)案例相似，加重后9號(hào)軸承處軸頸同樣為反向渦動(dòng)。圖6為該機(jī)組動(dòng)平衡前后8號(hào)和9號(hào)軸承軸心渦動(dòng)軌跡。

表3 準(zhǔn)東特變電工1號(hào)機(jī)組動(dòng)平衡前后振動(dòng)數(shù)據(jù)

3.4 實(shí)測(cè)反向渦動(dòng)原因分析

本節(jié)中的3個(gè)案例對(duì)應(yīng)于第2節(jié)中分析的第二種情形，即式(17)和式(18)對(duì)應(yīng)的情況，如果平衡前振動(dòng)矢量與加重影響系數(shù)不成比例，則可能出現(xiàn)加重后軸頸為反向渦動(dòng)。表4為發(fā)生反向渦動(dòng)軸承處的軸頸振動(dòng)數(shù)據(jù)。表5給出了軸徑發(fā)生反向渦動(dòng)軸承處相位差和渦動(dòng)方向。以案例一為例，初始振動(dòng)矢量和影響系數(shù)如下：

(a) 8號(hào)軸承平衡前

(b) 8號(hào)軸承平衡后

(c) 9號(hào)軸承平衡前

(d) 9號(hào)軸承平衡后

(19)

表4 案例中發(fā)生反向渦動(dòng)軸承處軸頸振動(dòng)數(shù)據(jù)

表5 案例中發(fā)生反向渦動(dòng)軸承處軸頸振動(dòng)特征

將式(19)中數(shù)據(jù)變換為復(fù)數(shù)形式后代入式(18)，可知行列式不為零，即只要在集電環(huán)后平衡盤配重的大小和角度滿足一定關(guān)系，9號(hào)軸承處軸頸就會(huì)出現(xiàn)反向渦動(dòng)。根據(jù)式(5)和式(17)可知，轉(zhuǎn)子在z0處發(fā)生反向渦動(dòng)的充分必要條件是π<φy-φx<2π，即

(20)

為了方便表示，加重矢量表示形式由“重量∠角度”變?yōu)椤皩?shí)部+ i×虛部”。圖7給出了9號(hào)軸承2個(gè)方向上的振動(dòng)相位差與加重矢量之間的關(guān)系。從圖7可以看出，存在小部分區(qū)域使相位差處于180°以上，對(duì)應(yīng)轉(zhuǎn)子為反向渦動(dòng)。

圖7 振動(dòng)相位差與加重矢量之間的關(guān)系Fig.7 Relationship between the difference of the vibration phase angle and the balance vector

把發(fā)電機(jī)和集電環(huán)轉(zhuǎn)子看成一個(gè)整體時(shí)，工作轉(zhuǎn)速下軸系振動(dòng)受4個(gè)模態(tài)影響。在3 000 r/min以下有2個(gè)臨界轉(zhuǎn)速，分別對(duì)應(yīng)發(fā)電機(jī)轉(zhuǎn)子主導(dǎo)的一階和二階振型。在3 000 r/min以上有發(fā)電機(jī)轉(zhuǎn)子三階和集電環(huán)小軸一階臨界轉(zhuǎn)速。

圖8為案例一中發(fā)電機(jī)前軸承Y方向(7Y)軸振BODE圖。從圖8可以看出，在0～3 000 r/min范圍內(nèi)，7Y軸振一倍頻峰值出現(xiàn)在769 r/min和2 053 r/min，分別為發(fā)電機(jī)轉(zhuǎn)子的一階和二階臨界轉(zhuǎn)速。由于發(fā)電機(jī)轉(zhuǎn)子開(kāi)線槽導(dǎo)致剛度不對(duì)稱，轉(zhuǎn)速接近模態(tài)頻率0.5倍時(shí)可能出現(xiàn)的二倍頻振動(dòng)峰值，對(duì)應(yīng)轉(zhuǎn)速為副臨界。在1 025 r/min和2 570 r/min出現(xiàn)了7Y軸振二倍頻分量峰值，分別對(duì)應(yīng)于發(fā)電機(jī)轉(zhuǎn)子二階和三階臨界轉(zhuǎn)速的0.5倍，因此推測(cè)其三階臨界轉(zhuǎn)速為5 140 r/min左右?？梢钥闯觯藱C(jī)型工作轉(zhuǎn)速對(duì)發(fā)電機(jī)二階和三階臨界轉(zhuǎn)速都有較好的避開(kāi)率。

圖8 案例一中發(fā)電機(jī)前軸承7Y軸振BODE圖Fig.8 BODE diagram of 7Y shaft vibration of the inboard bearing of the generator in case one

圖9為案例一在升速過(guò)程中集電環(huán)9Y軸振BODE圖。從圖9可以看出，9Y軸振基頻幅值在3 000 r/min以下沒(méi)有出現(xiàn)峰值，且9Y基頻相位在靠近3 000 r/min時(shí)也比較穩(wěn)定，初步判斷未靠近臨界轉(zhuǎn)速區(qū)域。因此，根據(jù)3 000 r/min以下振動(dòng)數(shù)據(jù)，暫時(shí)可認(rèn)為工作轉(zhuǎn)速避開(kāi)了集電環(huán)小軸的一階臨界轉(zhuǎn)速區(qū)域。

圖9 案例一中集電環(huán)軸承9Y軸振BODE圖Fig.9 BODE diagram of 9Y shaft vibration of collector ring rotor bearing in case one

從3個(gè)案例數(shù)據(jù)可以看出，此類型機(jī)組尾部平衡盤加重對(duì)集電環(huán)軸承X方向和Y方向的軸振響應(yīng)靈敏度數(shù)據(jù)比較離散。初始振動(dòng)多為跨內(nèi)連續(xù)分布不平衡質(zhì)量或軸輕微彎曲引起，與尾部平衡盤加重對(duì)末端軸承2個(gè)方向響應(yīng)靈敏度往往不一致。因此，平衡前振動(dòng)矢量和加重影響系數(shù)大概率會(huì)不成比例，可能出現(xiàn)加重后軸頸為反向渦動(dòng)的情形。

4 結(jié) 論

(1) 振動(dòng)以基頻分量為主時(shí)，可以利用正交布置的傳感器測(cè)得的基頻相位來(lái)判斷軸頸渦動(dòng)方向，相位差小于180°時(shí)為正向渦動(dòng)，相位差大于180°時(shí)為反向渦動(dòng)。

(2) 若軸系某一截面處平衡前振動(dòng)矢量和加重影響系數(shù)不成比例，則可能出現(xiàn)加重后軸頸反向渦動(dòng)。對(duì)大型汽輪發(fā)電機(jī)-集電環(huán)的3支撐軸系結(jié)構(gòu)測(cè)試及動(dòng)平衡總結(jié)發(fā)現(xiàn)，初始振動(dòng)與尾部平衡盤加重對(duì)末端軸承2個(gè)方向的響應(yīng)靈敏度往往不一致，容易出現(xiàn)動(dòng)平衡后軸頸為反向渦動(dòng)的情況。

(3) 由于大型汽輪發(fā)電機(jī)組軸系復(fù)雜，有多階模態(tài)會(huì)影響工作轉(zhuǎn)速下的振動(dòng)，其軸承又有不對(duì)稱特性，當(dāng)存在分布式或者多面的質(zhì)量不平衡時(shí)，僅不平衡質(zhì)量離心力這一正向激振力就可以引發(fā)軸頸在工作轉(zhuǎn)速下的反向渦動(dòng)。