660 MW超超臨界機組振動原因分析與處理

趙衛正，陳杰

（浙江浙能技術研究院有限公司，杭州310003）

660 MW超超臨界機組振動原因分析與處理

趙衛正，陳杰

（浙江浙能技術研究院有限公司，杭州310003）

針對某660 MW超超臨界機組低壓缸與發電機聯軸器兩側軸承在額定轉速及帶負荷時振動偏大的問題，進行原因分析和相關試驗，通過在低發對輪上加重和調整低發聯軸器同心度，并增加對輪螺栓預緊力，使機組在額定轉速及滿負荷時振動問題得以解決。

汽輪發電機組；振動；聯軸器；預緊力

某發電廠3號機是由上海電氣集團公司生產的660 MW超超臨界汽輪發電機組。該機組軸系由高壓轉子、中壓轉子、低壓轉子Ⅰ、低壓轉子Ⅱ、發電機轉子、勵磁機轉子及8個支持軸承組成。高壓缸采用雙支撐方式，發電機和勵磁機轉子采用三支撐方式，其余各轉子均為單支撐方式，機組軸系布置示意圖如圖1所示。機組在調試階段出現軸振超標問題，需進一步分析和處理。

1 額定轉速下振動分析與處理

1.1 振動情況及特點

機組在調試過程中5—8號軸振一直比較高，5號和6號軸振超過160 μm，7號和8號軸振超過80 μm，振動主要以一倍頻分量，相位以同相分量為主，空負荷3 000 r/min時4—8號軸振如表1所示。

1.2 振動分析與處理

動平衡前5—8號軸承振動均較大，其中5x和6x振動均以一倍頻為主，且振動相位同相，幅值和相位隨時間變化很小，分析認為該振動為普通強迫振動，低壓缸與發電機間的靠背輪（簡稱低發對輪）可能存在質量不平衡，決定在低發對輪上加重1 062 g。

第1次動平衡后沖轉到3 000 r/min的振動數據如表1所示，5號和6號軸承振動明顯減少，其中5x通頻值由162 μm減少到92 μm，6x通頻值由164 μm減少到103μm。

第1次動平衡后4—8號軸振仍較大，以基頻為主，且5號和6號軸振、7號和8號軸振基本上為同相，決定進行第2次動平衡，在低發對輪加重531 g，勵磁機與發電機間的靠背輪（簡稱勵發對輪）加重340 g。第2次動平衡后軸振數據如表1所示，動平衡后機組在空負荷下各軸振均達到優良。

圖1 軸系布置示意

表1 動平衡前后4—8號軸振數據（通頻/一倍頻∠相位）μm/μm∠°

2 帶負荷時振動分析與處理

2.1 振動情況及特點

3號機組168 h試運行期間，在額定轉速下軸振均小于75 μm，但在滿負荷下5號和6號軸振均在125 μm以上，振動數據如表2所示。

表2 機組168 h試驗時振動數據（一倍頻∠相位）μm∠°

從表2看出，在機組空負荷下4x—7x振動較小，但機組帶滿負荷時5x和6x振動一倍頻分別為119 μm∠51°和133 μm∠62°，振動幅值較大，相位以同相為主，滿負荷下振動較空負荷下振動變化量很大，分別增大105 μm∠67°和97 μm∠47°。

2.2 動平衡處理

168 h試驗結束后5號和6號軸振一直比較大，5x軸振一倍頻151 μm∠55°，6x軸振一倍頻174 μm∠64°，振動幅值和相位穩定，決定先通過動平衡降低5號和6號軸承振動。機組調停期間，在低發對輪上加重800 g。檢查低發對輪連接情況，低發對輪同心度35 μm，比168 h試驗時25 μm有所增大，隨后將同心度由35 μm調整為25 μm，處理完后機組開機空負荷和滿負荷振動數據如表3所示。

表3 動平衡處理后振動數據（一倍頻∠相位）μm∠°

從表3可以看出，在空負荷下5x和6x振動良好，4x振動大，對比168 h試驗時空負荷下數據，低發對輪加重降低了5x振動，但提升了4x和6x振動。對比此次加重后滿負荷和空負荷數據，滿負荷時5x和6x方向振動較空負荷時增加明顯，振動變化量分別為116 μm∠54°和139 μm∠55°，振動變化幅值和相位與168 h試驗基本相同。經動平衡調整未能減少5x和6x帶負荷時振動，同時發現滿負荷和空負荷下振動變化量大，懷疑可能是運行參數的變化引起振動增加，需要通過相關試驗找出振動變化原因。

2.3 振動試驗及數據分析

振動試驗主要包括變真空試驗、變有功試驗、變無功試驗、變潤滑油溫試驗、變氫溫試驗、變軸封汽溫試驗等，振動試驗結果見表4。

表4 振動試驗數據（一倍頻∠相位）μm∠°

從表4看，改變真空、無功、氫溫、密封油油溫和軸封汽溫等運行參數，變軸封汽溫時振動變化最大，為24 μm，但與帶負荷前后振動變化量120 μm相差很多，運行參數的變化與5x和6x振動基本無關。

在進行3號機組振動試驗時，有1臺引風機出現問題，機組只能帶280 MW負荷運行，變有功試驗無法實施。查看機組運行歷史曲線，振動與有功負荷變化無必然聯系，當有功負荷變化時，振動可能增大也可能維持不變。

2.4 低發對輪同心度檢查

停機檢查低發對輪安裝情況，發現低發對輪同心度偏差達到60 μm，對比上一次調停時的25 μm同心度，兩者相差很大，運行過程中低發對輪同心度發生偏離。

低發聯軸器采用剛性聯接，靠聯軸器接觸面的摩擦力來傳遞扭矩。滑動摩擦公式為：

式中：f為聯軸器接觸面摩擦力；μ為動摩擦因素，與接觸面材料、粗糙程度有關；N為對輪螺栓工作緊力。

隨著機組負荷的增加，機組傳遞的扭矩增大，對輪接觸面的摩擦力要相應增大，根據式（1），要求聯軸器螺栓工作緊力增加。如果聯軸器部分螺栓預緊力不足，螺栓工作緊力不夠，兩側同心度發生偏離，會導致兩側軸承振動發生變化。

此次低發對輪兩側軸承振動變化正是由于低發聯軸器部分螺栓預緊力不足引起的。

2.5 處理措施

檢修時將低發同心度調整到2.5 μm，并加大螺栓緊力，聯軸器螺栓的伸長量達到安裝要求的上限值，同時取走上一次在低發對輪上加重的800 g平衡塊。

機組啟動沖轉到3 000 r/min振動優良，滿負荷下5x和6x振動最大78 μm，帶負荷過程中振動相位和幅值穩定，處理后空負荷和滿負荷數據見表5。

表5 處理后機空負荷和滿負荷振動數據（一倍頻∠相位）μm∠°

3 結論

機組在額定轉速下振動大的原因是質量不平衡，在低發對輪上加重后，振動達到優良。在帶負荷過程中5號和6號軸振再次增大，振動變化量較空負荷增大100 μm以上，通過動平衡手段未能減少軸振，相關振動試驗也未發現振動與某一運行參數相關，最后停機檢查低發對輪聯接情況，發現機組同心度偏大，將同心度調整到2.5 μm，并增加對輪螺栓緊力后，機組在額定轉速及滿負荷時振動大的問題都得到解決。

[1]陳乃茹.電站汽輪機聯軸器螺栓安裝預緊力分析[J].汽輪機技術，1989，31（1）∶14-20.

（本文編輯：陸瑩）

參考文獻的作用

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編輯部編

Cause Analysis and Treatment on Vibration of 660 MW Ultra-supercritical Units

ZHAO Weizheng，CHEN Jie
（Zhejiang Energy Group Research and Development，Hangzhou 310003，China）

Aiming at greater vibration of couplings at both sides of low pressure cylinders of 660 MW ultrasupercritical units and generator junction box in rated rotation speed and on-load operation，the causes are analyzed and relevant tests are conducted.By increasing weight of low couplings，adjusting concentricity of low junction box and strengthening retightening force of coupling bolts，vibration of units in rated rotation speed and full-load operation is eliminated.

steam turbine generating units；vibration；junction box；pretightening force

TK268+.1

：B

：1007-1881（2014）11-0049-03

2014-09-11

趙衛正（1987-），男，浙江臺州人，從事汽輪機組振動處理工作。