針對目前150MW容量60Hz機組高中壓轉子的高速動平衡試驗進行了研究，采用基于有限元的轉子軸承動力學軟件DyRoBeS建立了轉子-軸承-擺架系統模型，在進行無阻尼臨界轉速及振型分析的基礎上，結合模態振型平衡和影響系數平衡的特點，根據轉子實測不平衡振動形式，合理選擇平衡校正面和加重形式。最后，通過高速動平衡試驗驗證表明，該方法能有效減少啟停機次數，節約平衡費用，同時可為這類國產小容量60Hz汽輪機組轉子高速動平衡提供技術參考和經驗借鑒。

隨著目前我國電力市場的日趨飽和，國內許多大型電力設備制造企業都將目標投向了國外市場，由于各個國家電網頻率的不同，有些國外機組的頻率采用60Hz，其工作轉速為3600r/min，與我國3000r/min工作轉速下的汽輪機轉子完全不同。由于工作轉速的提升，其轉子的動力學特性變得更加復雜，以至于在制造廠內進行高速動平衡時就不能完全照搬以往的平衡工藝和方法，這勢必給轉子高速動平衡工作人員帶來新的挑戰和難度。

本文以國外某電廠容量為150MW的60Hz機組高中壓轉子的高速動平衡為實例進行分析，在采用常規影響系數高速動平衡的過程中，由于國內缺乏平衡該類型轉子可供借鑒的經驗，故在實施高速動平衡的過程中遇到了很多困難，多次啟停機仍然不能把轉子振動降低到合格平衡要求以內。

在分析該高中壓轉子結構的基礎上，采用DyRoBeS轉子動力專業分析軟件進行建模，通過臨界轉速和模態振型分析，根據轉子實測不平衡振動形式，結合影響系數法和模態平衡法的特點，合理選擇平衡平面，最終成功將轉子振動降到了所要求的合格范圍以內。

作者分別介紹了影響系數法和模態平衡法兩種高速動平衡方案。其中，影響系數法可以均化殘余振動，避免過大殘余振動的出現，但也有可能使殘余振動較小的點增大。模態平衡法主要適用于撓性轉子的平衡，包括振型分離法和諧分量法。

2.1 汽輪機機組高中壓轉子基本結構

該汽輪機機組為150MW 機組，整個汽輪機部分由一根高中壓轉子和一根低壓轉子組成，其中高中壓轉子總長為5949mm，總重為14t，軸頸尺寸分別為360和300，軸承支承跨度為5365mm。該轉子的額定工作轉速為3600r/min，要求超速試驗轉速為額定轉速的

112%( 即要求超速到4032 r/min) ，設計的轉子平衡平面為跨內的3個加重平面。

2.2 高中壓轉子模態振型分析

按照高中壓轉子的結構尺寸進行有限元建模，建模中最難的是對各邊界條件的確定，任何一個參數的確定都與最終計算結果相關，尤其是軸承和軸承座參數的選擇及其動力特性系數的計算直接關系到建模的準確程度。筆者采用 DyRoBeS軟件對高中壓轉子-軸承-擺架系統進行建模，如圖 1 所示。其中，節點 4 和 31 分別為兩軸承中心位置，節點 35 和 36 分別代表擺架和軸承座，且將其視為單自由度的剛度-質量-阻尼結構。

利用DyRoBeS的BePerf 模塊，對橢圓軸承進行動力特性分析，得出油膜剛度和阻尼隨轉速變化曲線，如圖2和圖3所示。 

將軸承剛度和阻尼系數導入轉子-軸承-擺架系統模型，進行前三階無阻尼臨界轉速計算和振

型分析，結果如圖 4～6 所示。

從圖 4～6 可以看出，轉子-軸承-擺架系統的前三 階 無 阻 尼 臨 界 轉 速 分 別 為 1618r/min、3338r/min、3827r/min，這與實測值( 1610r/min、3400r/min、3800r/min) 比較接近，說明轉子建模的各項參數選擇比較正確。尤其是計算的第一階臨界轉速與實測的非常接近，而二階和三階臨界轉速與實測值存在一定的誤差，且從圖中兩軸承處紅點的偏離位移可以看出擺架振動對整個轉子系統的二階和三階振型影響較大，因此該高速動平衡機擺架對轉子系統高階臨界轉速影響較大。

由于在建模過程中將該高速動平衡機的擺架簡化為單自由度結構，且其動力特性系數掌握的不是十分準確，因此計算的高階臨界轉速與實測存在一定的誤差。

雖然高階臨界轉速值存在一定誤差，但各階臨界轉速對應的振型可指導轉子平衡時加重平面的合理選擇，再結合常規的影響系數法對轉子實施動平衡，可以避免依據振型節點進行加重時由于靈敏度不高而導致加重不合理現象。

3.1 平衡設備

高速動平衡試驗設備為德國 SCHENCK 公司的DH90 型支撐擺架，此擺架設計平衡轉子最大噸位為50t，最高轉速為 4320r/min，完全能夠滿足此類型轉子的動平衡要求。工藝要求考核標準為瓦振，瓦振要求為: Vc≤2.8mm/s; Vb≤1.2mm/s。

3.2 轉子高速動平衡試驗及分析

按照以往平衡50Hz汽輪機機組高中壓轉子平衡經驗，只需在轉子前后兩個平衡面加重即可達到很高的平衡精度。因此一開始選擇轉子前后兩個平衡面加重，運用影響系數法進行平衡，在進行了大約20次平衡后，平衡效果仍然不理想，振動值一直很大，不能滿足客戶的要求。顯然，采用以前平衡50Hz機組只在轉子前后兩個平面加重的方法已不能平衡這類60Hz轉子。

圖7和圖8分別為平衡過程中的兩次啟機過程 BODE圖，其中實線為軸承 1 處軸瓦的振動烈度，虛線為軸承 2 處軸瓦的振動烈度。

從這兩個圖中可以看出，轉子系統的一階臨界轉速為1610r/min 左右，二階臨界轉速為3400r/min，三階臨界轉速為3800r/min，與計算值十分接近。在圖7中二階臨界轉速下振動峰值表現的并不是十分明顯，原因是平衡過程中將二階不平衡控制的很小，而且三階不平衡量相對較大，所以在該圖中二階表現不明顯，三階較明顯。

基于對實測圖形和計算振型的比較和分析，首先采用模態法平衡掉轉子的一階不平衡量，選擇在轉子中間加重平面進行配重，平衡轉子系統的一階不平衡形式。

由于從實測的轉子 BODE 圖上可以看到，轉子本身的二階不平衡量非常小，因此，在平衡過程中決定不做二階不平衡形式的平衡，而直接進行三階平衡，選擇對三階加重響應比較敏感的轉子中間和兩端的三個平面同時加重。加重的同時不破壞一、二階振型。

最終在轉子前后和中間三個平面加重分別為 545g、357g 和1084g。從表 1 中數據可知，配重后轉子在臨界轉速點和工作轉速下的振動值均達到了非常理想的水平。

本文基于中小型汽輪機高中壓轉子高速動平衡試驗過程中遇到的問題，提出了模態分析與影響系數相結合的平衡方法，根據轉子系統不平衡形式，合理選擇配重平面，首先平衡一階，如果二階不平衡量比較小，可以不予考慮，直接進行三階平衡，最終將轉子的各階都平衡到一個非常理想的水平，而且啟停機次數大大減少，節約了平衡費用。

60Hz 轉子的平衡對于國內各制造廠來說都是一個全新的嘗試，特別是在平衡方法上，因為沒有相關的經驗可供參考，因此只能通過在實踐中不斷的摸索和總結，希望本文能為國內中小型60Hz汽輪機機組轉子高速動平衡提供技術參考和經驗借鑒。