15MW發電機振動原因分析與對策

葉日東

(鎮海石化建安工程有限公司，浙江 寧波 315207)

一、概述

浙江某石化公司熱能部發電機組由6 182r/min工業汽輪機、減速機和發電機組成，機組自2008年投運以后不久，發電機聯軸器側的2#軸承振動較大，水平方向達131μm，影響了該機組長周期運行。

二、過程及故障現象

發電機組基本情況：發電機型號QF-W15-2；轉速為3 000r/min；軸承型式為座式滑動軸承圓瓦；聯軸器型式為剛性對輪。

1.振動檢測

機組于2008年初投運以來，發電機的2#軸承水平方向有增大的趨勢，2010年2月、5月先后對該機組進行振動檢測，發電機組測點分布如圖1所示，振動數值見表1。

檢測結果顯示：兩端工頻均很明顯，而且50Hz頻率時，在齒輪箱兩軸與之相鄰的3#、4#軸承上也表現最突出，大齒輪和小齒輪用加速度探頭測現場振動，均以50Hz為最大峰值，次高峰是102Hz，分別是輸出、輸入軸的工頻。50Hz的幅值高并不一定是大齒輪動平衡有問題，可能是受發電機振動影響，由于數值尚可，可以認為齒輪箱工作還是正常的。

圖1 發電機組測點分布圖

表1 軸承振動

2.原因分析

該機組安裝后原始資料未保存，無法查證機組裝置的基礎資料，機組為連續生產的關健設備，不能停機檢查，因此從頻譜和運行情況加以分析。

(1)觀察發電機負載與振動幅值的關系，從4 700kW至10 000kW間，振動值無明顯變化，兩端工頻均很明顯，可確定發電機振動與負荷無關。如表1所示，近半年內振動從101μm升至131μm，振動主要分量也是工頻，幅值隨負荷變化不大，齒輪箱振動隨負荷下降有所降低。試驗降低潤滑油入口溫度3℃，2#軸承振動無變化，可排除轉子內件松動的可能，初步判斷，認為發電機轉子不平衡可能性最大。

(2)目前發電機振動較以前有增加趨勢(近半年內原工頻值98.8μm，現130μm)，因此認為發電機有必要做現場動平衡，計劃在2010年5月底裝置停工檢修前進行。

三、措施

2010年6月9日夜間發電機大修后做現場動平衡，在前后兩端分別加重300g，一臨界時(1 408r/min)的振動明顯下降，電機聯軸器側2#號軸承座振動從2.24mm/s下降至0.71mm/s，但3 000r/min時軸振動下降不明顯。6月11日機組帶負荷運行，DCS上看，空負荷時最大振動為2#軸承的75μm；帶上負荷后，振動略有下降，到7 700kW左右時為64μm(大齒輪嚙合力向下)；從軸承座上測量振動速度，發現最大振動為電機軸向2.98mm/s，是工頻的2.5倍左右，三倍頻也較明顯，較檢修前有所增加。

從圖2可見二倍頻較高，可斷定為聯軸器角向不對中引起，但其數值尚好，在合格范圍(4.5mm/s)內，結合停機時對中復測的情況，因為沒有對中原始標準，且兩電機軸承上瓦均有龜裂現象，檢修時有意提高了電機的中心約0.1mm。考慮齒輪箱在透平側的熱輻射明顯高于電機側，冷態找正時應該有一定的上開口；大小齒輪軸均是靠電機側振動較大，這在檢修前后未變，主要與該側為剛性聯軸器有關；振動第二的是電機前瓦水平方向，為1.77mm/s，除工頻外，二倍頻明顯，其他各處振動均好，且小于歷史數據，據此判斷聯軸器存在角向不對中現象。

綜上所述，6月11日的現場動平衡取得了一定的效果。首先，齒輪箱振動較檢修前明顯降低。其次，現場動平衡消除了高達600g的不平衡量，有利于機組的長期穩定運行。

由于裝置趨于開工中，動平衡未經熱態校驗，機組隨即進入運行狀態。從振動的幅值看，本次動平衡后振動<80μm，達到國家標準GB/T 11348.2的要求。

四、其他問題

裝置停工后的再次啟動運行，發電機組經過幾次開停，2#軸承的振動有所增大，7月1日，機組經過動平衡后運行20余天，負荷10MW時，DCS上電機前瓦振動達117μm。測量軸承座上振動速度，電機軸降到1.24mm/s，二倍頻最高，是工頻的1.6倍左右，振動最大的電機前瓦水平方向為2.44mm/s，工頻為主，伴多倍頻，三倍頻明顯(圖3)。結合6月11日測振動情況，判斷軸承在運行中有自動調整對中的趨勢，使得對中情況好轉，但同時產生松動趨勢，振動數據見表2。

圖3 7月1日2#軸承水平方向頻譜圖

表2 軸承振動 mm/s

觀察現場，前軸承座上下分為二體，上、下體間有間隙，0.03mm塞尺可通過。下體與底座間略有振動差，可以通過地腳螺栓緊力消除。經過分析認為，軸承座松動及軸瓦間隙是引起振動的原因。

五、解決方案

發電機前、后端軸承型號規格相同，但軸振/座振比的差異較大，說明發電機2#軸頸的支承剛度較低。從6月11日機組運行后至7月1日經歷3次停機開機，2#軸承振動由71μm上升到117μm。軸承座上軸向振動速度下降到1.24mm/s，二倍頻最高，是工頻的1.6倍左右。振動最大的是電機前瓦水平方向2.44mm/s，工頻為主，伴多倍頻，三倍頻明顯。結合6月11日測振動情況，判斷軸承在運行中有自動調整對中的趨勢，使得對中情況好轉，但同時產生松動趨勢；如將該側瓦頂隙由檢修時的0.3mm，調整到0.25mm左右。檢修時發現2#瓦瓦背球面與瓦座的配合(緊力)為過盈0.25mm，超出規范要求，通過加墊片調整為過盈0.05mm。檢查發現2#瓦的上瓦瓦面巴氏合金層有較大裂紋，但未發現有磨痕，判斷屬瓦面巴氏合金層制造質量問題。

振動頻譜中以基頻分量為主，較穩定，說明振動的主要激振力與旋轉同頻因素有關，不排除發電機轉子熱態不平衡、測振軸頸處偏擺較大的可能性，應考慮動平衡校驗。

停機后，如可行應立即檢查發電機前端對輪的熱態對中情況(錯位、張口)；待機組恢復冷態后，再次檢查發電機前端對輪的冷態對中情況。根據這些數據可確定齒輪箱與發電機前端在垂直方向上的熱膨脹差異。

檢查軸與軸承座水平度的同步性(用水平儀)。復測對輪同心度并同時對兩軸聯接前后的跳動進行比較性的測量（目的：檢查兩者之間聯接件精度誤差）。

檢查下瓦體可調式瓦枕與軸承座的接觸情況和左右方位的過盈量(在瓦不受轉子重量的情況下，下瓦枕與座之間的間隙為0.03～0.05mm、受轉子重量后間隙為零）。

措施實施后情況：以上方案在2012年10月實施，機組在檢修后起動，各工況下的機組軸振動測量結果見表3。

表3 工況下機組軸振動通頻幅值（峰—峰值）μm

另外，機組負荷15MW時，機組監視屏幕顯示1#軸振2的最大振值為71μm。其測試工況為15.3MW；定子溫度最低測點49℃，最高測點55℃。

由于機組各測點軸振動均在合格范圍，除了1#軸振2的振值在62.7μm以外，其他各測點的振值均小于40μm，且振動值穩定，基本不隨運行時間延長而變化，所以沒必要做轉子熱態動平衡。

六、結論

綜上所述，基于機組振動測試結果而分析提出的技術方案是符合實際的；機組停機期間所做的有關檢修、調整工作有效的解決了存在的問題和隱患；機組從冷態啟動直到帶滿負荷15MW的整個過程中，機組各測點軸振動最大為71μm，小于80μm，符合標準GB/T 11348.2的要求。

[1]沈慶根.化工機器故障診斷技術[M].浙江大學出版社，1994.

[2]李和春.化工維修鉗工[M].化學工業出版社，2009.