某9F燃機冷態啟動振動異常的處理

陳 杰，趙衛正

（浙江浙能技術研究院有限公司，杭州 310003）

某9F燃機冷態啟動振動異常的處理

陳 杰，趙衛正

（浙江浙能技術研究院有限公司，杭州 310003）

某PG9351FA型燃氣輪機在高負荷下1Y軸振大，在處理過程中發現機組冷態啟動定速3 000 r/min后1Y軸振幅值增大至178 μm后銳減又增大及相位角連續變化接近360°的振動異常現象。分析該機組的轉子結構特征與啟動過程的轉子溫度分布可以解釋異常振動現象產生的原因，通過2次現場動平衡校正，減小了高負荷下機組1Y軸振的幅值。

燃氣輪機；振動異常；拉桿轉子

某發電廠11號機組是由美國通用電氣生產的S109FA聯合循環發電機組。該機組投產一段時間后，軸振1Y顯著增大。軸振1Y通頻值穩定在122 μm，接近機組報警值，以下介紹減振處理情況。

1 第一階段振動處理

1.1 振動情況及特點

該機組為單軸布置，軸系配置形式為燃氣輪機（簡稱燃機）-汽輪機-發電機，轉子總長度為42.1 m，共4段：燃機轉子、汽輪機高中壓轉子、汽輪機低壓轉子和發電機轉子，每段轉子均由2個軸承支撐，共8道支撐軸承，機組軸系布置示意圖如圖1所示。其中1—5號軸承為可傾瓦型支撐軸承，6—8號軸承為橢圓型支撐軸承。推力軸承安裝在壓氣機端1號軸承座內，機組絕對死點位于壓氣機進氣端、汽輪機高壓缸排汽端和汽輪機低壓缸垂直中分面出。轉子相對死點位于1號軸承推力瓦處。

2015年1月15日機組冷態啟動，除1號軸振外，其余各瓦軸振均在70 μm以下。定速3 000 r/min后，1號軸振繼續爬升，軸振回落后機組帶負荷，380 MW負荷下1X軸振：通頻為106 μm，一倍頻為102 μm，相位75°，1Y軸振：通頻為123 μm，一倍頻119 μm，相位351°。

圖1 軸系布置示意

1.2 振動分析與處理

從現場采集的振動數據可以看到，機組冷態啟動至帶負荷過程中，1號軸承振動大，且1X和1Y軸振均以一倍頻為主。在機組帶高負荷后，振動幅值和相位基本保持穩定，可判斷該振動為普通強迫振動，轉子可能存在不平衡[1]。對轉子進行現場動平衡，依據轉子在工作轉速下呈二階振型的經驗，取滯后角50°。由于現場條件限制，無法在壓氣機側加重，確定加重方案為在透平側加重：P2=300 g∠80°。

第一階段加重后，機組于2015年5月3日冷態啟動。機組帶負荷時各瓦的軸振數據如表1所示。

表1 動平衡前后1—7號軸振數據

對比加重前后1號瓦軸振，1X與1Y軸振通頻幅值和一倍頻幅值均有小幅增大，第一次現場動平衡效果不佳。機組定速3 000 r/min后，1Y軸振的幅值變化曲線如圖2所示。從1Y軸振變化曲線可以看到，機組定速3 000 r/min后，1Y振動繼續爬升，通頻/一倍頻幅值最大達178 μm/ 175 μm；1Y軸振達到峰值后開始減小，在1Y振動幅值為99 μm/90 μm時，機組并網帶負荷；此后1Y振動幅值繼續減小，至14 μm/6 μm后振動幅值開始回升，振動幅值在144 μm/137 μm附近保持穩定。

圖2 第一次加重冷態啟動定速3 000 r/min后1Y軸振變化曲線

此外，軸振1Y的相位角在定速3 000 r/min后，由剛定速時的339°單調增加，增大至360°（即0°）后，繼續增大，在機組定速3 h后，1Y相位增大至330°左右，且基本保持穩定。

此后幾次溫態啟動，機組在高負荷下各瓦的軸振幅值、相位角與本次冷態啟動高負荷下的振動數據一致，說明轉子在高負荷下仍存在不平衡[5]。比較此次動平衡前后機組帶負荷時1Y軸振的振幅及相位角，確定第一次加重的滯后角選取及工作轉速與二階臨界轉速的高低判斷有誤，需進行第二次動平衡。

2 第二階段振動處理

2.1 動平衡分析及加重方案

第一次加重后冷態啟動1Y軸振相位角出現接近360°變化的原因分析如下：9F燃機采用的轉子為拉桿轉子，這種轉子通過沿周向均勻布置的拉桿螺栓利用預緊力作用將葉輪、軸頭聯成一體組合而成[3]，因此與傳統的汽輪機轉子在結構上存在差異。當燃機冷態啟動時，壓氣機端溫度接近環境溫度，而透平端溫度達到540℃左右，兩者存在較大的溫度差?？拷钙蕉说妮啽P溫度上升速率大于遠離透平端的輪盤溫度上升速率，這將導致各輪盤的膨脹量不一致，輪盤間產生相對位移，存在發生轉子局部彎曲的可能。隨著時間的推移，拉桿轉子膨脹狀態不斷變化，使轉子局部彎曲的方向及大小逐步改變。當整個轉子的溫度分布不再隨時間變化時，轉子達到完全膨脹狀態，機組的振動將保持穩定。此時，機組的振動與熱負荷無關，振動幅值及相位角不變，主要由質量不平衡量引起。

利用第一次動平衡前后的數據計算P2的影響系數，由此得到第二次動平衡方案：透平側加重P2′=600 g∠320°，第一次加的平衡塊不再取下。

2.2 第二次動平衡后冷態啟動

利用機組調停機會，安裝新平衡塊。2015年6月17日，機組冷態啟動。機組在341 MW負荷下各瓦的軸振數據如表1所示。與第一階段動平衡后冷態啟動的振動數據相比，1X與1Y軸振通頻幅值/一倍頻幅值均大幅減小，達到優秀水平。

機組定速3 000 r/min后，1Y軸振的幅值變化曲線見圖3。可以看到1Y軸振通頻幅值與一倍頻幅值的變化趨勢與第一次動平衡后冷態啟動的變化趨勢相同，但峰值從178 μm/175 μm減小至164 μm/157 μm。機組在高負荷下振動穩定，1Y軸振通頻幅值/一倍頻幅值為41 μm/38 μm。

圖3 第二次加重冷態啟動定速3 000 r/min后1Y軸振變化曲線

第二次加重后冷態啟動，軸振1Y相位角的變化趨勢與第一次加重后啟動時一致。定速3 000 r/min時，軸振1Y的相位角為336°，之后緩慢增大，越過360°后繼續增大至300°，并在300°保持穩定。

3 結語

GE公司9F級燃氣輪機采用拉桿轉子結構，工作轉速下的機械滯后角與常見汽輪機轉子的機械滯后角相差較大，如采用后者作為動平衡計算依據，加重效果不佳，甚至對降低振動幅值無益。針對特定機組，可采用試加重的方法確定加重大小及加重角度。

機組冷態啟動定速3 000 r/min后，1號瓦軸振仍繼續爬升，相位角連續變化接近360°，其原因為拉桿轉子各輪盤的溫升率不等，導致膨脹不均，產生局部彎曲。當轉子溫度場不隨時間變化后，機組振動將不再受熱負荷影響，此時振動主要由質量不平衡引起，仍可通過動平衡手段降低軸振幅值。

同型號機組普遍存在冷態啟動時1號瓦軸振幅值偏大的情況。運行人員為防止軸振高引發跳機，通常在機組定速、1號瓦軸振幅值上升趨勢結束后再進行并網操作，且升負荷速率較慢。由以上分析可知，對由拉桿轉子結構及膨脹不均引起1號瓦軸振高的9F機組，可采用定速3 000 r/min后快速并網帶負荷，以增加轉子熱負荷，使轉子溫度快速均勻的方法，促使1號瓦軸振在短時間內趨于穩定，機組快速帶負荷也提高了機組運行經濟性。

[1]張學延.汽輪發電機組振動診斷[M].北京：中國電力出版社，2008.

[2]寇勝利.汽輪發電機組的振動及現場平衡[M].北京：中國電力出版社，2007.

[3]章圣聰，王艾倫.盤式拉桿轉子的振動特性研究[J].振動與沖擊，2009，28（4）∶117-120.

（本文編輯：陸 瑩）

Treatment on Abnormal Vibration of a 9F Gas Turbine in Cold-state Startup

CHEN Jie，ZHAO Weizheng
（Zhejiang Zheneng Technology Research Institute Co.，Ltd.，Hangzhou 310003，China）

In high load of PG9351FA gas turbine there is large 1Y shaft vibration.It is detected during treatment that in constant speed of 3 000 r/min of cold-state startup 1Y shaft vibration increases to 178 μm and then decreases sharply and decreases afterwards；besides，the phase angle constantly changes by almost 360 degrees.The paper explains the reasons of abnormal vibration in terms of rotor structure characteristics and its temperature distribution during startup.Through two filed dynamic balance calibration，amplitude value of 1Y shaft vibration in high load is reduced.

gas turbine；abnormal vibration；rod fastening rotor

TK477

B

1007-1881（2015）11-0097-03

2015-09-17

陳 杰（1986），男，從事汽輪發電機組振動處理工作。