單支撐 超超 臨界 1 000 MW 汽輪發(fā)電機組振動診斷及處理

吳文健，童小忠，應(yīng)光耀，李衛(wèi)軍

（浙江省電力試驗研究院， 杭州 310014）

發(fā)電技術(shù)

單支撐 超超 臨界 1 000 MW 汽輪發(fā)電機組振動診斷及處理

吳文健，童小忠，應(yīng)光耀，李衛(wèi)軍

（浙江省電力試驗研究院， 杭州 310014）

單 支 撐 超 超 臨 界 1 000 MW 機 組 在 浙 江 已 投 產(chǎn) 8 臺 ， 逐 漸 成 為 電 網(wǎng) 的 主 力 機 組 ， 其 安 全 運 行直接關(guān)系到電網(wǎng)的穩(wěn)定，而振動是影響機組安全運行最主要的參數(shù)之一。通過對浙江省內(nèi)已投產(chǎn)的8臺 1 000 MW 汽 輪 發(fā) 電 機 組 常 見 振 動 問 題 的 診 斷 處 理 ， 分 析 不 穩(wěn) 定 振 動 的 產(chǎn) 生 原 因 ， 并 對 補 汽 閥 投 運產(chǎn)生的振動、勵磁機過臨界振動大等問題進行了闡述，為同類機組振動問題的處理提供參考。

單 支 撐 ； 超 超 臨 界 ； 1 000 MW； 汽 輪 發(fā) 電 機 組 ； 振 動 ； 診 斷 ； 處 理

我 國 目 前 已 引 進 了 3 種 超 超 臨 界 1 000 MW汽輪發(fā)電機組：東汽-日立型、 哈汽-東芝型及上汽-西門子型，其中上汽和西門子公司合作生產(chǎn)的 N1000-26.25/600/600（TC4F）機 組 應(yīng) 用 最 為 廣泛 。 上汽－西 門子 超超臨 界 1 000MW 機組作為新引進的機組，具有較好的安全性和高效的經(jīng)濟性，但由于引進時間較短，特別是其特有的單支撐結(jié)構(gòu)形式， 容易出現(xiàn)3號和 4號瓦振動不穩(wěn)定。國內(nèi)對該類型機組的振動問題、機組振型判別等的研究都還處于起步和探索階段。本文以浙江省內(nèi)投產(chǎn)的8臺機組出現(xiàn)的典型振動為例，介紹故障的診斷和處理過程，供同行參考。

1 單支撐超超臨界百萬機組軸系結(jié)構(gòu)

上汽廠引進西門子技術(shù)生產(chǎn)的單支撐超超臨界 1 000 MW 機 組 的 軸 系 由 高 壓 轉(zhuǎn) 子 、 中 壓 轉(zhuǎn)子、2根低壓轉(zhuǎn)子、發(fā)電機轉(zhuǎn)子和勵磁機轉(zhuǎn)子組成，轉(zhuǎn)子之間采用剛性聯(lián)軸節(jié)連接。高壓轉(zhuǎn)子為雙支撐結(jié)構(gòu)，中壓轉(zhuǎn)子和2根低壓轉(zhuǎn)子為單支撐結(jié)構(gòu)，發(fā)電機與勵磁機轉(zhuǎn)子為三支撐結(jié)構(gòu)，軸系布置如圖1 所示。 機組的 TSI（汽輪機安全監(jiān)視）系統(tǒng) 配 有 1 套 瑞 士 Vibmeter 公 司 生 產(chǎn) 的 VM600，在每個軸承座的 135°方向同時布置 2 個加速度傳感器， 測量軸承座振動（又稱瓦振）； 在每個軸承座 45°、 135°方向各配置 1 個渦流傳感器 ， 測量 X 和 Y 方向轉(zhuǎn)子相對振動（又稱軸振）。

西 門 子 1 000 MW 機 組 汽 輪 機 采 用 單 支 撐 、大型落地式軸承座的獨特技術(shù)，與其他公司生產(chǎn)的雙支撐結(jié)構(gòu)相比，結(jié)構(gòu)更為緊湊，軸承座數(shù)量少 3 個， 軸向總長短 8～10m。 軸承支撐為落地式軸承座，無臺板，軸承座整體灌漿，可減少真空變化以及汽缸變形對機組振動的影響，提高了穩(wěn)定性。單軸承支撐設(shè)計使軸承的承載載荷重、比壓大、瓦溫高，軸承瓦內(nèi)表面結(jié)構(gòu)復(fù)雜，下瓦內(nèi)表面沿周向由5段曲率組成，形成油膜的收斂區(qū)和發(fā)散區(qū)，且上、下瓦結(jié)構(gòu)形狀不對稱，上瓦為周向開槽的結(jié)構(gòu)。其特點為尺寸巨大、負(fù)載重，摩擦功耗與常規(guī)軸承相比明顯較低，是一種典型的高效低能耗的大型汽輪機軸承。

2 超超臨界百萬機組常見的振動診斷及處理

西 門 子 單 支 撐 超 超 臨 界 1 000 MW 機 組 在 安全性和經(jīng)濟性上有巨大優(yōu)勢，但由于其獨特的結(jié)構(gòu)，在運行中也出現(xiàn)了一些振動問題。單支撐落地式軸承座的安裝要求非常嚴(yán)格。軸承的支撐剛度主要取決于軸承底部和軸承支座的瓦枕接觸面的線接觸情況，接觸面是現(xiàn)場研磨安裝找正的，受施工工藝水平的影響較大，現(xiàn)場工藝水平的偏差有可能引起軸承座振動大。因單支撐減少了3個軸承，軸系的振動也減少了3個平面的信息，從軸承座測量到的振動信號只是轉(zhuǎn)子單側(cè)信息，并不能完全反映轉(zhuǎn)子的振動特性，因此無法判別轉(zhuǎn)子的振型，因而給振動故障診斷和處理帶來很大的困難。

汽輪機的軸承雖然為落地式軸承，理論上不受真空變化和汽缸變化的影響，但在實際運行過程中發(fā)現(xiàn)， 汽輪機末端軸承座（5 號軸承座）在冬季和夏季的標(biāo)高變化較為嚴(yán)重，而發(fā)電機的6號軸承座標(biāo)高變化不大，因此容易引起汽發(fā)靠背輪兩側(cè)振動的不穩(wěn)定波動，甚至?xí)鹫麄€軸系振動的惡化。

大多數(shù)機組的補汽閥投運后，高壓轉(zhuǎn)子仍然會出現(xiàn)汽流激振的情況。從目前投運的多臺機組的運行情況看，可能引發(fā)的振動問題有：汽輪機轉(zhuǎn)子瓦振不穩(wěn)定；單支撐轉(zhuǎn)子軸承標(biāo)高對振動有影響；補氣閥投運后振動突變；發(fā)電機不穩(wěn)定振動；勵磁機過臨界振動嚴(yán)重超標(biāo)等。

2.1 汽輪機 3 號、 4 號瓦不穩(wěn)定振動

8 臺 1 000 MW 機 組 中 ， 玉 環(huán) 3 號 、 北 侖 7號、 寧海 6號機組均存在3號、4號瓦振動波動和爬升問題。以下以北侖電廠7號機組4號瓦瓦振大的故障診斷處理為例進行介紹。

2.1.1 振動現(xiàn)象及特征

北侖 7 號機組于 2009 年 4 月 11 日 6∶13 首次 沖 轉(zhuǎn) ，剛 到 3 000 r/min 時 各 瓦 的 軸 振 和 瓦 振數(shù)據(jù)見表1。 由表1 可知， 4 號軸振僅為 54 μm，在 優(yōu) 良 范 圍 ， 但 4 號 瓦 振 為 8.0 mm/s，明 顯 偏大。隨后機組定速做電氣試驗，期間4號瓦振、軸振緩慢爬升， 至 8∶45， 因 4 號 X 向軸振爬升至132 μm、瓦振爬升至 11.8mm/s 而跳閘。隨后 機組多次啟動，振動情況基本一致，4號瓦振一直存 在 爬 升 現(xiàn) 象 ， 爬 升 至 跳 機 的 時 間 短 則 2 h，最長的 運 行 時間 不超 過 12 h。

機組各瓦的軸振和瓦振都以1倍頻為主，3號、4號瓦振動在爬升過程中也是以1倍頻分量為主，只有極少量的低頻分量信號。雖然軸振、瓦振幅值爬升較快，但相位角變化不大，說明振動仍屬于普通強迫振動。

圖1 軸系布置示意圖

表1 北侖7號機某日振動數(shù)據(jù)

為摸清振動原因，進行了軸承座外特性、升/降速、變汽溫、變油壓、變真空等試驗。從試驗情況判斷，機組振動與上述參數(shù)無必然聯(lián)系。

2.1.2 故障分析

在額定轉(zhuǎn)速下，4號瓦軸振和瓦振的工頻相位基本不變， 且振幅為 54 μm， 說明轉(zhuǎn)子存在一定的初始質(zhì)量不平衡，引起振動幅值持續(xù)緩慢上升的原因可能是軸承座整體動剛度緩慢下降或存在結(jié)構(gòu)共振，而引起軸承座整體動剛度下降的因素有：油膜剛度下降、軸承座連接剛度下降、軸承座動力特性變差等。在軸振爬升過程中，間隙電壓基本不變，說明油膜的厚度沒有變化，且油溫也沒有變化，可以認(rèn)為軸承的油膜動力特性未發(fā)生改變。軸承座外特性試驗表明軸承座的連接剛度也不存在問題。整個軸系的振動都在變化，振動特征類似于轉(zhuǎn)子的動靜碰摩，但是從變化最為劇烈的 3、4號軸振來看， 爬升過程相位略有變小，不符合動靜碰摩的特征，由相關(guān)參數(shù)的變化分析，除結(jié)構(gòu)共振外，可排除其他因素的影響。

綜上所述，4號瓦振、軸振爬升的最可能因素為軸承座動力特性變差，故可采取以下處理措施：通過精確動平衡手段，進一步降低軸系的激振力；提高軸承座的動剛度，對軸承座剛度的接觸面、間隙進行詳細(xì)檢查。

2.1.3 振動處理

為解決4號瓦振動大和爬升的問題，制定了翻瓦檢修和動平衡降低軸振的初步治理方案。

停機檢查4號瓦情況發(fā)現(xiàn)：上軸承蓋與上軸承的間隙 A 排側(cè)為 0.19～0.45mm， B 排側(cè)為 0.17～0.50mm（標(biāo)準(zhǔn)為 0.20＋0.05mm）； 上瓦打開后發(fā)現(xiàn)有兩處凹槽缺陷； 側(cè)隙 C1 和 C2 小于 0.05mm（設(shè)計值 0.15＋0.02mm）； 軸頸檢查發(fā)現(xiàn)有一道較明顯的摩擦痕跡，下瓦翻出檢查也發(fā)現(xiàn)有摩擦痕跡，特別是頂軸油孔和油囊附近有較多金屬毛刺，并有金屬小塊粘附；軸承底部調(diào)整塊的瓦枕接觸面和軸承支座有貫穿劃痕。由于軸承底部和軸承支座貫穿劃痕返廠處理所需時間較長，為了縮短檢修工期，確定僅調(diào)整間隙值到設(shè)計值，軸承底部調(diào)整塊的劃痕未做處理。

根據(jù)振型分析和現(xiàn)場經(jīng)驗，確定加重方案為0.83 kg∠200°，加 重位 置 為低 壓 A 轉(zhuǎn) 子 靠 4 號瓦端末級 葉片處。 加重處理后再次開機， 定速 3 000 r/min 時 4 號軸振、 瓦振又急劇爬升， 不得不再次停機。

為徹底解決機組振動問題，決定對4號瓦解體進行徹底檢查處理。同時對加重前后的數(shù)據(jù)進行計算分析，綜合考慮振動不穩(wěn)定的因素后，調(diào)整 4 號瓦平衡塊角度為 150°， 重量不變。 處理后，機 組 沖 轉(zhuǎn) 至 3 000 r/min 時 4 號 瓦 軸 振 為 45 μm、瓦振為 5.8/6.3mm/s， 較修前有明顯好轉(zhuǎn)， 機組在 空 負(fù) 荷 定 速 運 行 4 h， 幅 值 僅 上 升 約 10 μm， 4號瓦振最大爬升至 8.5mm/s。 隨后機組并網(wǎng)， 在110 MW 穩(wěn) 定 運 行 近 20 min， 4 號 瓦 振 在 10.8 mm/s上下波動。

利用停機機會重新將4號下瓦翻出，并仔細(xì)研磨接觸面。經(jīng)綜合計算，在低壓B轉(zhuǎn)子靠發(fā)電機 側(cè)末級 葉 輪上 加重 0.84 kg∠350°。 處 理 后 ， 機組 于 7 月 8 日 22∶36 沖 轉(zhuǎn) 至 3 000 r/min， 4 號 軸振 、 瓦 振 較 修 前 有 大 幅 降 低 ， 3 000 r/min 下 4 號瓦振動最高為 3.5/3.8mm/s， 機組并網(wǎng)帶負(fù)荷至1 000 MW， 4 號 瓦 振 最 高 為 4.5mm/s， 整 個 軸 系振動均在優(yōu)良范圍之內(nèi)（見表2）， 說明振動得到了徹底處理。

表2 7號機組處理后振動數(shù)據(jù)

2.2 高壓 1 號瓦振動波動

寧海電廠6號機自投產(chǎn)以后，在帶負(fù)荷運行過程中，高壓轉(zhuǎn)子1號軸振經(jīng)常會突發(fā)性地出現(xiàn)波動、 爬升現(xiàn)象。 1 號瓦合成軸振動在 75～125 μm變化， X 向振動在 95～201 μm 變化， 瓦振在1.5～2.5mm/s 變化。 振動波動的原因可能為 ： 軸封汽溫度波動引發(fā)高壓轉(zhuǎn)子與靜子部件的輕微碰摩；1號瓦在運行過程中穩(wěn)定性逐漸變差；原始激振力偏大等。

為此在 2010 年 2 月的調(diào)停檢修中進行檢查，發(fā)現(xiàn)1號瓦進油管發(fā)生錯口。在對其進行校正的同時將 1 號瓦墊高 50 μm， 以提高穩(wěn)定性。 檢修結(jié)束后啟動，1號瓦振動波動情況有所改善，但波動仍存在。 為此， 在 2010 年 11 月的 A 修中將1 號瓦再墊高 30 μm， 同時在中壓轉(zhuǎn)子 2 號瓦處加 重 0.31 kg∠330°，開 機 后 1 號瓦 再 未 發(fā) 生 振 動波動， 數(shù)據(jù)見表3。

表3 2010 年 A 修后 1-3 號瓦振動數(shù)據(jù)

從本次處理情況看，1號瓦承載力偏低是引起1號瓦振動波動的原因之一。1號瓦的進油管發(fā)生錯口現(xiàn)象，致使1號瓦的穩(wěn)定性變差，易產(chǎn)生振動波動。采用動平衡的方法適當(dāng)降低1號瓦軸振，是解決1號瓦軸振波動的重要手段。

2.3 發(fā)電機-勵磁機振動

上 汽-西 門 子 1 000 MW 機 組 的 發(fā) 電 機-勵 磁機轉(zhuǎn)子為三支撐結(jié)構(gòu)，其6號、7號和8號瓦經(jīng)常出現(xiàn)波動和振動大的情況。玉環(huán)電廠3號機組自 投 產(chǎn) 以 來 ， 5 號 、 6 號 瓦 在 定 速 3 000 r/min 及帶低負(fù)荷時的 軸振均 小于 80 μm； 但 在高 負(fù)荷時，5號、6號瓦的軸振和瓦振均出現(xiàn)爬升，軸振最 大 為 150 μm， 瓦 振 最 大 為 6.2 mm/s。 引 起 6號、7號、8號瓦振動波動的原因可能是：（1）發(fā)電機與勵磁機的轉(zhuǎn)子存在不平衡分量。（2）低壓缸-發(fā)電機或勵磁機-發(fā)電機中心存在一定的偏差。

（3）低壓轉(zhuǎn)子 5 號瓦的標(biāo)高隨真空發(fā)生變化，誘發(fā)了6號、7號、8號瓦振動波動。

為此， 在 2010 年 5 月的 C 修中檢查并處理了汽輪機-發(fā)電機對輪中心、 勵磁-發(fā)電機對輪中心，檢查靠背輪螺栓緊力及勵磁機8號瓦晃度，并 在汽 發(fā) 對 輪 上 加 重 1.04 kg∠120°。 處 理 后 ， 機組振動在各種工況下均達到優(yōu)良， 數(shù)據(jù)見表4。

2.4 補氣閥投運誘發(fā)的振動

上汽－西門子百萬機組汽輪機采用全周進汽、滑壓運行的調(diào)節(jié)方式，同時采用補汽閥技術(shù)改善汽輪機的出力和調(diào)頻性能。浙江省內(nèi)投運的8臺百萬機組在運行中具有一個共同的特征，即夏季工況下當(dāng)補汽閥開度大于 20%時， 高壓轉(zhuǎn)子振動會快速爬升，有些機組振動會爬升至停機值（合成軸振 130 μm）或更高。

2010 年 6 月 22 日 ， 北侖 電 廠 7 號 機 組 帶810 和 970 MW 負(fù)荷時，進行 了補 汽 閥 開 啟 試 驗 。試 驗 表 明 ： 機 組 負(fù) 荷 在 810 和 970 MW， 當(dāng) 補 汽閥開度小于 20%時， 高壓轉(zhuǎn)子的 1 號、 2 號瓦振動較穩(wěn)定， 開度大于20%時， 1 號、 2 號瓦出現(xiàn)振動爬升現(xiàn)象，補汽閥開度越大，振動爬升越快。經(jīng)頻譜分析， 當(dāng) 1號、2號瓦振動變大時， 其低頻 （20 Hz）分 量 增 加 較 大 ， 并 隨 補 汽 閥 開 度 的 增大而快速攀升，其中以1號軸承X向的軸振變化最為明顯。結(jié)合該機型結(jié)構(gòu)特點，認(rèn)為振動故障的原因可能為汽流激振。汽流激振屬于轉(zhuǎn)子的自激振動，其振動由蒸汽力引起。

由于補汽閥開啟會產(chǎn)生較大振動，影響機組安全運行，因此建議：

表4 玉環(huán)電廠3號機組處理前后振動數(shù)據(jù)

（1）將補汽閥閥限設(shè)置為 20%以下后再投入使 用 。投 運 補 氣 閥 能 使 機 組 出 力 增 加 約 15 MW，可有效改善機組出力不足及機組調(diào)頻性能。

（2）補汽閥開啟引起振動增大的主要原因為汽流激振。因此運行中可以適當(dāng)提高潤滑油溫度，以提高軸承的穩(wěn)定性，抑制振動波動。檢修時可從提高軸承穩(wěn)定性的角度采取相應(yīng)措施，以減少補汽閥開啟對機組高壓轉(zhuǎn)子振動的影響。

（3）建議制造廠家優(yōu)化補汽閥的設(shè)計制造， 以徹底解決振動大的問題。

2.5 勵磁機 8 號瓦過臨界振動大

上汽-西門子百萬機組的 8號瓦為勵磁機末端 瓦 ， 勵 磁 機 轉(zhuǎn) 子 臨 界 轉(zhuǎn) 速 為 1 330～1 370 r/min。目前，浙江省投產(chǎn)的8臺機組在過臨界時，雖然8 號瓦的瓦振較小， 但軸振普遍很大， 約為 350～450 μm，其中兩臺百萬機組的發(fā)電機-勵磁機過臨 界 及 3 000 r/min 時 的 振 動 值 見 表5。

表5 發(fā)電機-勵磁機振動數(shù)據(jù)μm

經(jīng)計算，寧海電廠6號機組8號瓦的阻尼比為 0.019， 玉環(huán)電 廠 1 號機組 8 號 瓦的阻尼比為0.022， 均偏小。 降低 8 號瓦過臨界振動 的措施為：根據(jù)軸瓦結(jié)構(gòu)適當(dāng)提高8號瓦的阻尼；采用動平衡手段，降低勵磁機轉(zhuǎn)子上的不平衡量。

由于百萬機組啟動時的升速率較快，過臨界時雖然軸振偏大， 但瓦振不大（不超過 3.0mm/s），未達到跳機保護的動作值，因此未引起相關(guān)單位的重視。但對存在的問題應(yīng)認(rèn)真研究，找出解決的辦法。

3 結(jié)語

上 汽-西 門 子 單 支 撐 超 超 臨 界 1 000 MW 機組具有啟動快、安全性好、經(jīng)濟性優(yōu)的特點，目前已成為主力機組。但是機組存在不少振動問題，最為典型的是單支承軸承座瓦振爬升和不穩(wěn)定問題。通過對浙江省內(nèi)投產(chǎn)的8臺機組的振動診斷和處理，積累了一定的經(jīng)驗，以供同行參考。

（1）開展了轉(zhuǎn)子-軸承-基礎(chǔ)振動測試比較分析研究，軸承座振動大機理研究，軸振、瓦振比例關(guān)系研究，動平衡處理試驗研究，以及振動故障診斷及處理分析研究等。研究結(jié)果表明：單支撐軸系的軸承負(fù)載重、比壓大、軸承間隙偏小，導(dǎo)致軸承座的動反力較大，使得單支承軸承座振動非常靈敏。

（2）成功診斷出了單支撐軸承座振動超標(biāo)的原因。單支軸承座振動靈敏加上單支撐軸振相互偶合影響，使得整個轉(zhuǎn)子-軸承系統(tǒng)的振型復(fù)雜；激振力偏大、瓦枕接觸面不良導(dǎo)致的軸承支承系統(tǒng)的剛度下降，造成轉(zhuǎn)子-軸承系統(tǒng)瓦振較大。

（3）提出了單支撐軸系振動故障治理方法， 即動平衡處理和軸瓦處理并重。在確保軸承瓦枕墊塊和軸承座支架的接觸面為線接觸的基礎(chǔ)上，提出了一種新型的動平衡技術(shù)，以軸振數(shù)據(jù)為主，綜合考慮不穩(wěn)定不平衡量，并引入瓦振、軸振關(guān)系比例因子，結(jié)合多平面動平衡處理。

（4）提出限補氣閥閥位的投運措施， 使機組出 力最大可 增 加 15 MW。

[1]江 哲 生 ，董 衛(wèi) 國 ， 毛 國 光.國 產(chǎn) 1000 MW 超 超 臨 界 機 組技 術(shù) 綜 述[J].電 力 建 設(shè) ，2007，28（8）∶6-13.

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（本文編輯：徐 晗）

Diagnosis and Treatment for Vibration of Ultra Supercritical 1 000 MW Steam Turbine Units Supported by Single Bearing

WUWen-jian， TONG Xiao-zhong， YING Guang-yao， LIWei-jun（Zhejiang Electric Power Test and Research Institute， Hangzhou 310014， China）

Eight ultra supercritical 1 000 MW steam turbine units supported by single bearing have already been put in operation in Zhejiang province.This kind of units have gradually become dominant in power grid. Its operational safety is directly related to the stability of power grid， and the vibration is among the foremost parameters that affect the safe operation of units.This paper performs the diagnosis and treatment of the common vibration problems of these eight units， analyzes the reasons for unstable vibration and elaborates the problems including the excessive vibration of the running overload valve and exciter reaching critical velocity etc.It can serve as a reference for other units of the same type.

single bearing； ultra supercritical； 1 000MW； steam turbine units； vibration； diagnosis； treatment

TK268.+1

： B

： 1007-1881（2011）10-0032-05

2011-06-09

吳文健（1968-）， 男， 浙江義烏人， 高級工程師，主要從事汽輪發(fā)電機組的振動、葉片及模態(tài)的測試分析及診斷研究工作。