利用軸系調整解決某機組6瓦振動大的方法

摘 要：針對某125MW機組投產后啟動出現的6號軸瓦振動異常的問題，機組在運時進行了初步分析，停運后結合揭瓦檢查的情況。確認了中心偏移是引起軸瓦振動的主要原因，并針對此原因進行處理。

關鍵詞：汽輪機；軸承；振動；中心

前言

某廠采用12.5萬機組采用俄羅斯烏拉爾汽輪發電機有限公司пт-90/125-130/10-2型汽輪機，額定功率90MW，最大功率125WM，額定轉速：3000r/min，各瓦塊均為橢圓瓦，截止到2014年8月大修時，6瓦振動已達到130μm，遠遠大于設計值50μm，其余各瓦振動值均有不同程度的上升。機組振幅過大，會造成主軸瓦脫胎、裂紋或部分脫落，嚴重的會造成動靜部分摩擦，使振幅加大，甚至會造成轉子變形彎曲，葉片損壞等嚴重事故，嚴重影響機組安全穩定運行。

1 原因分析

1.1 檢修前各軸瓦振動情況（要求各軸瓦振動≤50μm）

1瓦振動：51μm 2瓦振動：54μm 3瓦振動：53μm

4瓦振動：78μm 5瓦振動：78μm 6瓦振動：130μm

1.2 聯軸器復查中心

高低聯軸器中心：

上下中心（要求低壓轉子高0.21～0.24mm）：低壓轉子低0.09mm

上下張口（要求下張0.10～0.13mm）：下張0.06mm

左右中心（要求≤0.03mm）：高壓轉子偏左0.03mm

左右張口（要求≤0.02mm）：左張0.06mm

低發聯軸器中心：

上下中心（要求≤0.03mm）：低壓轉子低0.15mm

上下張口（要求≤0.02mm）：上張0.02mm

左右中心（要求≤0.03mm）：低壓轉子偏左0.005mm

左右張口（要求≤0.02mm）：右張0.11mm

經過分析：通過各部解體檢查發現該機組軸瓦振動超標的主要因素為地基下沉造成的軸系中心偏移。因此，需要對中心進行調整。軸系的調整工作主要是確保汽輪機高、中壓轉子，低壓轉子以及發電機轉子連接成光滑曲線，沒有任何拐點，使各軸承的負荷分配符合設計要求。

2 處理方法

該汽輪機采用三根轉子的形式，中間采用剛性連接，一般情況下我們以高壓缸主軸為基準進行調整，從高低對輪復查結果看：

低壓轉子低0.21+0.09=0.30mm

上張口0.10-0.06=0.04mm

左張口0.06-0.02=0.04mm

從低發對輪復查結果看，右張0.11-0.02=0.09mm，我們以圓周上下情況為例，利用公式1。

公式1：某轉子的兩個軸瓦同時動消對應聯軸器張口，軸瓦調整量為軸瓦到所調整聯軸器的距離除以聯軸器直徑再乘以張口值。調整后對轉子另一側聯軸器的張口影響量為未調整聯軸器直徑與所調整聯軸器直徑的比值乘以張口值，對另一側聯軸器的圓周影響量為兩軸瓦間距離與所調整聯軸器直徑的比值乘以張口值。

對于高低對輪，現場測量各數據：

Φ1=600mm……所調整聯軸器直徑（即高壓側聯軸器直徑）

Φ2=830mm……未調整聯軸器直徑（即低壓側聯軸器直徑）

L1=360mm………………………3瓦到所調整聯軸器的距離

L2=6260mm………………………4瓦到所調整聯軸器的距離

L=6995mm………………………………...3瓦到4瓦的距離

a1=0.04mm………………………………….需調整的張口值

則有

△X=（L1÷Φ1）a1=（360÷600）0.04=0.024mm

△Y=（L2÷Φ1）a1=（6260÷600）0.04=0.417mm

a2=（Φ2÷Φ1）a1=（830÷600）0.04=0.055mm

b2=（L÷Φ1）a1=（6995÷600）0.04=0.466mm

由于低壓轉子低0.30mm，因此，3瓦調整量為0.024+0.30=0.324mm，4瓦調整量為0.417+0.30=0.717mm。

此時，對低發對輪的影響為上張0.055mm，上升0.466mm，低發對輪情況變為低壓轉子高0.466-0.015≈0.45mm，上張口0.02+0.055=0.075mm。

對于低發對輪，現場測量各數據：

Φ2=830mm…….所調整聯軸器直徑（即低壓側聯軸器直徑）

L3=830mm………………………5瓦到所調整聯軸器的距離

L4=7365mm………………………6瓦到所調整聯軸器的距離

a2=0.075mm……………………低發聯軸器需調整的張口值

同理可得：

△X=（L3÷Φ2）a2=（830÷830）0.075=0.075mm

△Y=（L4÷Φ2）a2=（7365÷830）0.075=0.666mm

由于發電機轉子低壓轉子高0.45mm。因此5瓦調整量為0.075+0.45=0.525mm，6瓦調整量為0.666+0.45=1.116mm（結果1）

此時現場工作中發現問題，由于6瓦調整量過大，導致發電機氣隙超標，無法實現對6瓦的調整。為了回避該問題，我們考慮保證主油泵小軸的穩定，以1瓦為支點，對2瓦處對輪進行調整，由于到支點的距離差距很大，若對輪上升1mm，小軸端部移動0.22mm，變化量很小，以此達到降低6瓦調整量的目的。

為使6瓦調整量減小1mm，我們使2瓦下降0.20mm此時主油泵小軸變化量為0.04mm，在允許范圍內，高低對輪變化情況利用公式2、3

公式2：調整某根轉子兩個軸瓦中的一個軸瓦消張口，張口的改變量等于對應聯軸器直徑與同一轉子兩軸瓦之間的距離的比值再乘以調整瓦的調整量。

公式3：調整某根轉子兩個軸瓦中的一個瓦消張口，圓周的改變量等于對應聯軸器端面到未動瓦（支點）的距離與同一轉子兩軸瓦之間的距離的比值再乘以調整瓦的調整量。

則有：

Φ=600mm……………………….對應聯軸器直徑

L=3704mm…………………… .1瓦到2瓦的距離

L2=4534mm…………………… 1瓦到高壓側聯軸器的距離

△X=0.20mm……………………調整瓦的調整量

張口變化為：a1=（Φ÷L） △X=（600÷3704）0.20=0.03mm，a=0.04-0.03=0.01mm

圓周變化為：b1=（L2÷L） △X=（4534÷3704）0.20=0.24mm，b=0.30-0.24=0.06mm

根據調整2瓦，高低對輪張口變為上張口0.01mm，低壓轉子低0.06mm，張口0.01mm可不考慮，則把3瓦、4瓦統一上升0.06mm即可，此時低發對輪變為，張口0.02mm，低壓轉子高0.06-0.015=0.045mm，只需將5瓦、6瓦上抬0.05mm即可達到要求（結果2）

此種算法較為復雜，必須經過多次計算方可確定軸瓦的最小調整量，實際上根據經驗，我們可以利用相似三角形的方法對此進行簡化，當我們得到結果1時，此時的高低壓轉子已經形成一條直線，以1瓦為支點，進行相似三角形的計算，為了使6瓦下降1mm，則2瓦應下降△X=（L1÷L）1=（3704÷18894）1=0.20mm，同理可算出其余各瓦的調整量和圓周左右的計算方法。

3 結論

3.1 經過調整聯軸器中心值如下

高低聯軸器中心：

上下中心（要求低壓轉子高0.21～0.24mm）：低壓轉子高0.19

上下張口（要求下張0.10～0.13mm）：下張0.14mm

左右中心（要求≤0.03mm）：高壓轉子偏右0.03mm

左右張口（要求≤0.02mm）：左張0.02mm

低發聯軸器中心：

上下中心（要求≤0.03mm）：低壓轉子低0.015mm

上下張口（要求≤0.02mm）：下張0.015mm

左右中心（要求≤0.03mm）：低壓轉子偏右0.005

左右張口（要求≤0.02mm）：右張0.005

3.2 檢修后各軸瓦振動情況

1瓦振動：44μm 2瓦振動：49μm 3瓦振動：35μm

4瓦振動：30μm 5瓦振動：46μm 6瓦振動：34μm

汽輪機開機帶100MW負荷時，各軸瓦振動值均在50μm以下，達到了規程要求，通過這次汽輪機檢修及振動處理中，充分認識到軸系的中心偏差對汽輪機的振動有較大的影響，在檢修和調整過程中嚴格按照規程要求進行揚度測量、聯軸器找中心核對工作，確保軸系的中心線在同一垂直平面內形成一條無折點的平滑的連續曲線，從而使汽輪發電機組運行時振動不超標。

參考文獻

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