600MW機組軸系振動大的分析與處理

劉建民，黃 峻

（四川廣安發電有限責任公司，四川 廣安 638000）

0 引言

近年來，為了響應國家節能減排的能源方針，各大發電公司都大力建設了一批大容量高參數的汽輪發電機組，汽輪發電機組是火電廠的關鍵設備，一旦出現故障，往往會造成很大的經濟損失；其中機組振動問題因振動故障的診斷及處理其難度大、重要性高，越來越引起人們的重視。實際機組的軸系振動與設計結構、制造、安裝及運行相關，通過對機組的振動故障分析總結，掌握具體機組的振動特點，為以后機組的運行維護提供參考。本文對廣安電廠5號機組軸系振動超標、振動不穩定故障的處理進行了總結，為類似振動故障的診斷處理提供參考。

1 機組概況

廣安電廠5號機組為亞臨界600 MW機組，汽輪機為N600-16.67538/538型亞臨界中間再熱沖動式單軸三缸四排汽凝汽式汽輪機，發電機為QF?SN-600-2-22C型，水-氫-氫冷卻方式。整個軸系由高中壓轉子、A低壓轉子、B低壓轉子、發電機轉子組成，各轉軸間均為剛性聯軸器連接，每根轉子由2個軸承支承，軸系簡圖如圖1所示。

圖1 軸系布置圖

1、2號軸承為5瓦塊可傾瓦，軸承座為落地式結構，3、4、5、6號軸承為橢圓瓦，軸承座落在低壓缸上，7、8號軸承為橢圓瓦軸承，軸承座為發電機端蓋式結構。每個軸承處均安裝了兩個測量軸振的電渦流傳感器（見圖2）和一個測量瓦振的速度傳感器，機組配有TSI振動監測系統。

圖2 軸振傳感器布置圖

2 振動現象

該機在升速過程及過臨界轉速時軸系各測點振動較好，定速3 000 r/min時5號軸承X向振動幅值為76μm、7號軸承X向軸振幅值為86μm，其余軸振小于60μm。完成一系列試驗后，機組開始升負荷運行。機組并網升負荷，至13：40機組負荷升至337 MW，之后到15：00期間機組負荷基本穩定，由于機組#7軸承X向軸振幅值達131μm，在15：00后機組緩慢降低負荷。機組空負荷3 000 r/min時以及帶337 MW負荷時的軸系振動數據見表1。

表1 原狀態的軸系振動數據（幅值/μm，相位/°）

機組帶負荷期間7號、8號軸振趨勢圖如圖3、圖4。

圖3 7號軸振趨勢圖

圖4 8號軸振趨勢圖

3 振動分析

該機組啟動升速至3 000 r/min時5X、6X、7X、8X軸振的頻譜圖如圖5所示。

圖5 3 000 r/min空負荷時軸振頻譜圖

從圖可知各軸承的振動均以工頻振動為主，其它分量較小。由表1可知，機組帶負荷337 MW工況下，7X、8X軸振幅值較空負荷工況增大了50μm以上，其它軸振測點幅值變化小于20μm。從圖3、圖4可見，發電機7X、8X軸振通頻幅值與工頻幅值是同步增大的，即主要是由于工頻振動幅值增大致使軸振幅值增大。從趨勢圖看，隨機組負荷的增加，7X、8X軸振幅值逐漸增大，當負荷穩定后發電機軸振基本穩定，當機組負荷減小時軸振幅值回落。

機組的主要振動特征歸納如下：

1）各軸承的振動均以工頻振動為主，其它分量較小。

2）在3 000 r/min空負荷時5X振動偏大，7X軸振超過76μm。

3）機組發電機軸振幅值隨負荷增加而增長，軸振與負荷有較強的相關性；發電機軸振增大期間汽輪機軸振幅值較穩定。

從以上振動特征看，振動頻譜主要分量是工頻，可以排除軸承失穩或軸瓦緊力不足等。當振動以工頻為主時，從性質上講，屬于不平衡引起的強迫振動。振動幅值大小與以下幾個因素有關：1）軸系的不平衡量及分布；2）與共振點的避開程度；3）支撐系統的剛度、阻尼。

由該機升降速過程中5X、7X軸振的Bode圖，可見機組在3 000 r/min附近軸振曲線變化較為平緩，無共振點。

如果機組熱態標高變化很大，低、發轉子間軸承負荷分配變化，可能引起電機軸承油膜剛度減小，從而使電機軸承支撐系統的剛度、阻尼降低。該機帶負荷期間低壓缸真空度、排汽溫度、凝汽器水位都較穩定，發電機氫壓也較穩定，可以確定6號軸承與7號軸承的標高此期間不會出現較大變化。況且，如果低、發間兩軸承的標高變化較大，那么汽輪機6號軸承的振動幅值也會有較大的變化，但事實是汽輪機5號、6號軸振幅值較穩定。因此，該機組發電機軸振變化的主要故障原因不是標高的影響。

正常情況下，機組軸系不平衡量在額定轉速下應該比較穩定，但如果發生轉子熱變形、轉動部件脫落或轉子靠背輪間滑移等情況，有可能發生不平衡量的改變。轉動部件脫落或轉子靠背輪間滑移發生時伴隨有振動突跳現象，而該機組發電機7號、8號軸振主要是隨負荷增加緩慢爬升的。極有可能的是轉子熱變形使軸系不平衡增大。

綜合以上分析，可以判定發電機7號、8號軸振隨負荷增加緩慢爬升過程與發電機轉子熱不平衡的演變過程吻合，發電機轉子存在熱不平衡是主要故障源。

導致發電機轉子熱不平衡的原因主要有轉子匝間短路、冷卻通道不暢、轉子本體材質不均等，它們都會引起振動隨勵磁電流或者有功的變化而增大或者減小。

匝間短路引發振動的特點是：隨勵磁電流的增減而增減，一旦斷開勵磁，振動馬上就會消失。但由于匝間短路引起的轉子熱變形，振動與勵磁電流間有時滯。由于消除匝間短路工作量很大，在允許范圍內通常現場盡量采用動平衡的方法來減小振動，使之運行到下次周期性大修時再作處理。

通過對該機組發電機生產廠家了解，該發電機轉子在廠內動平衡時未進行過加熱試驗，由于熱彎曲產生的不平衡在制造廠家進行平衡試驗時不會表現出來，只有在機組投運后才會發生。

現場處理發電機轉子熱彎曲的方法通常是首先檢查轉子冷卻介質堵塞情況。如果確系冷卻介質通道堵塞引起的熱彎曲振動，清理疏通后就可完全解決問題。如果是其它某種原因引起的，在現場很難徹底根治，主要采用動平衡的方法，使振動減小到運行可以容忍的情況。

綜合以上分析，確定處理措施：1）檢查電機冷卻介質通道，并保證其暢通；2）現場動平衡減低軸系的不平衡量。降低軸系的不平衡量也是減小空負荷3 000 r/min時軸振幅值最有效的措施。

4 振動處理

經檢查未發現電機冷卻通路異常，決定采取現場動平衡方法降低該機組電機軸振幅值。若在電機轉子跨內加重需要拆卸電機上端蓋以及密封軸承等，必須進行排氫工作，周期較長。從該型號機組現場平衡的經驗可知，在低發間靠背輪上加重可有效降低發電機軸振，但會明顯影響汽輪機B低壓轉子的軸振，鑒于此，經分析后，選擇在汽輪機B低壓轉子末級葉輪平衡槽和低發間靠背輪平衡槽處加配重。通過一次現場動平衡后，機組啟動到3 000 r/min時的振動數據見表2。從表中數據看，電機7X、7Y、8X、8Y軸振有了很大的改善，汽輪機5X、5Y、6X、6Y軸振也有明顯減小，但5瓦、6瓦蓋振大于50μm。現場進行了第二次平衡校正，在汽輪機B低壓轉子正、反末級葉輪平衡槽內對稱加重200 g平衡塊，機組重新啟動到3 000 r/min，振動數據見表3。

表2 第一次加重后的振動值（幅值/μm，相位/°）

表3 第二次加重后的振動值（幅值/μm，相位/°）

從平衡后振動數據看，空負荷額定轉速時各測點的振動值優良，考慮發電機軸振的熱變量，帶負荷后7X、8X軸振也不會超標（小于125μm），另一方面，從一些相關文獻報導，有時發電機轉子的熱矢量與初始狀態的不平衡量相關，軸振的幅值小則熱矢量變小，因此，下一步工作是機組帶負荷運行，待掌握機組帶負荷至額定工況過程中的振動數據，若有振動超標再給出適當的平衡調整方案，利用機組正常停機機會實施，還可有效減少現場動平衡處理成本。機組帶負荷過程的振動見表4。

表4 機組帶負荷過程的振動（幅值/μm，相位/°）

掌握了機組帶全負荷過程中的振動數據，確定了動平衡調整方案，在低發間靠背輪聯接螺栓上加重1 kg，以及汽輪機B低壓轉子汽輪機側末級葉輪平衡槽內加重420 g。利用機組正常停機機會，進行了最終的動平衡加重，加重后機組定速3 000 r/min以及帶負荷過程中各測點軸振優良，低壓缸瓦振也較好，機組帶600 MW工況時的振動見表5。通過動平衡措施較好地解決了該機的振動問題，保障了機組正常運行，該機檢修后軸系振動一直處于優良水平。

表5 機組帶600 MW時的振動（幅值/μm，相位/°）

5 結論

通過對機組軸系振動數據和各運行參數的綜合分析，確定了發電機轉子存在熱變量是軸振隨負荷增加而增長的故障源。采用動平衡處理有效減小了軸系振動，保障了機組帶負荷正常運行。最終的動平衡調整方案利用了機組的正常起停機會，有效節省了處理成本。

機組的振動是一個很復雜的領域，振動故障產生的原因很多，不僅要關注振動數據，還要分析與軸系振動密切相關的一些參數，找出可能的故障源，確定正確的處理措施。該機的處理經驗可為類似振動故障的診斷及處理提供參考。

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