某電廠1號機組振動故障診斷與處理

程　源

（1.蘇州大學機電工程學院，江蘇蘇州215006；2.華能（蘇州工業(yè)園區(qū)）發(fā)電有限責任公司，江蘇太倉215424）

某電廠1號機組振動故障診斷與處理

程源1，2

（1.蘇州大學機電工程學院，江蘇蘇州215006；2.華能（蘇州工業(yè)園區(qū)）發(fā)電有限責任公司，江蘇太倉215424）

某電廠1號機組在運行過程中依次出現(xiàn)5號、4號軸承瓦振爬升及7號軸承相對軸振階躍等故障現(xiàn)象。針對上述問題，進行多種振動測試，研究了汽輪機強迫振動幅值、激振力、支撐系統(tǒng)動剛度之間的關系，分析振動機理，并采取不同的消振措施，為解決同類機組的振動故障提供參考。

瓦振；相對振動；激振力；動剛度

某電廠1號機組為上海汽輪機廠引進美國西屋公司技術生產(chǎn)的亞臨界、中間再熱、雙缸雙排汽凝汽式機組。汽輪機型號為N300-16.7/538/538，發(fā)電機型號為QFSN2-300-2，勵磁機型號為ZLWS10Ⅱ-635×735。自2013年6月起，該機組5號軸承絕對軸振由97 μm爬升至122 μm，發(fā)電機汽側(cè)端蓋水平方向振動由40 μm爬升至70 μm。由于發(fā)電機定子振動引起氫冷系統(tǒng)管路產(chǎn)生共振，氫冷器進、出水管焊縫處在持續(xù)的交變應力作用下產(chǎn)生疲勞裂紋，大量噴水。因此，必須通過振動測試掌握振動趨勢，分析振動機理，有針對性地采取消振措施，保障機組安全穩(wěn)定運行。

1　振動測試

1號機組軸系如圖1所示，主要由高中壓轉(zhuǎn)子、低壓轉(zhuǎn)子、發(fā)電機轉(zhuǎn)子、勵磁機轉(zhuǎn)子、7個徑向軸承等部分組成。其中1號、2號、7號軸承的上下瓦均為可傾瓦，3號軸承的上瓦為圓柱瓦、下瓦為可傾瓦，4號、5號、6號軸承為橢圓瓦，高中壓轉(zhuǎn)子與低壓轉(zhuǎn)子為雙支撐結(jié)構(gòu)，發(fā)電機與勵磁機轉(zhuǎn)子為三支撐結(jié)構(gòu)。

圖1　機組軸系圖

在機組運行期間，針對5號軸承瓦振故障分別進行運行參數(shù)調(diào)整、降負荷振動測試、發(fā)電機底腳差別振動測試等試驗，具體結(jié)果如下：

（1）主機潤滑油溫升試驗。油溫升高后，潤滑油的黏度降低，軸頸與軸承之間的油膜厚度減薄，軸頸下沉，偏心率增加，轉(zhuǎn)子的運行穩(wěn)定性提高。油溫從38℃升高至44℃，振動趨勢無變化。

（2）發(fā)電機氫溫調(diào)整試驗。發(fā)電機轉(zhuǎn)子由定子內(nèi)部的氫氣冷卻，若氫溫分布不均勻，發(fā)電機轉(zhuǎn)子熱應力增加并產(chǎn)生熱彎曲變形。調(diào)整氫溫至42℃且定子四角氫溫偏差≤1℃，振動趨勢無變化。

（3）利用機組的調(diào)停機會測量降負荷期間振動的變化趨勢。4號軸承相對軸振增加10 μm，5號軸承相對軸振波動區(qū)間為5 μm，就地測量發(fā)電機兩側(cè)端蓋水平方向振動波動區(qū)間為5～7 μm。在機組解列惰走過程中，轉(zhuǎn)速降至發(fā)電機二階臨界轉(zhuǎn)速區(qū)域時，測量5號軸承處端蓋垂直方向振動81μm，汽端電側(cè)底腳垂直方向振動33 μm。上述過程未見異常。

（4）機組負荷210 MW時，測量軸系各軸承處對軸振的振動幅值、相位見表1。其中5號軸承相對軸振工頻分量大幅增加（2011年檢修后5號軸承相對軸振工頻分量僅為21 μm）。

表1　210MW時相對軸振數(shù)據(jù)

使用便攜式測振儀測量發(fā)電機底腳、臺板、基礎的差別振動，其中發(fā)電機5號軸承電側(cè)底腳測點分布如圖2所示，各測點位于各相鄰支撐筋的中線處。5號軸承電側(cè)底腳、臺板、基礎處差別振動超過12 μm，具體數(shù)據(jù)如表2所示，其余底腳差別振動情況良好。

圖2　5號軸承電側(cè)底腳測點分布

表2　發(fā)電機5號軸承電側(cè)差別振動數(shù)據(jù)μm

2　振動機理分析

在線性系統(tǒng)中，部件呈現(xiàn)的振幅與激振力成正比，與支撐動剛度成反比，可以用式（1）表示［1］：

式中：A為振幅；p為激振力；kd為部件動剛度；kc為部件靜剛度。動態(tài)放大系數(shù)為：

式中：μ為動態(tài)放大系數(shù)；ω為激振力頻率；ωn為系統(tǒng)自振頻率；ε為阻尼系數(shù)。當ω=ωn時，若忽略系統(tǒng)阻尼，則μ趨近于無窮大，即使靜剛度kc很大，動剛度kd趨近于零，振幅A會急劇放大。

汽輪機、發(fā)電機轉(zhuǎn)子旋轉(zhuǎn)時，潤滑油具有黏性，將跟隨轉(zhuǎn)子進入楔形間隙，受到壓縮后形成高壓油膜并托起轉(zhuǎn)子。此時轉(zhuǎn)子的振動形式表現(xiàn)為圍繞平衡位置進行圓周方向的渦動，轉(zhuǎn)子的相對軸振通過高壓油膜向軸承的支撐系統(tǒng)傳遞激振力。轉(zhuǎn)子在位移量較小的情況下，其相對軸振與瓦振的幅值、激振力、動剛度的關系可以近似地應用式（1）。影響軸承支撐系統(tǒng)動剛度的主要因素有共振、結(jié)構(gòu)剛度、連接剛度等。受限于運行現(xiàn)場的條件，部件幾十噸、上百噸，要改變固有頻率來避開共振狀態(tài)、大幅提高結(jié)構(gòu)剛度幾乎不可能。但通過測量相鄰部件的差別振動可以簡單直接地反應各部件的連接剛度。在現(xiàn)場實際消振過程中，主要從消除差別振動、提高連接剛度入手解決軸承支撐的系統(tǒng)動剛度問題。

機組負荷210 MW時，5號軸承相對軸振工頻幅值大幅增加，發(fā)電機5號軸承電側(cè)底腳差別振動超過12 μm。發(fā)電機定子兩端5號、6號軸承為端蓋式軸承，定子依靠自身的重力座落在臺板上。機組長時間運行后，定子的基礎不均勻沉降，底腳與臺板均產(chǎn)生塑性變形，底腳支撐筋負載發(fā)生變化，發(fā)電機底腳與臺板之間接觸情況變差，導致軸承支撐系統(tǒng)連接剛度降低。由式（1）可知，5號軸承支撐系統(tǒng)激振力增加、連接剛度降低，其瓦振幅值不斷爬升。

3　消振措施

3.1提高連接剛度

（1）發(fā)電機底腳支撐筋著色探傷，未發(fā)現(xiàn)裂紋。

（2）檢查發(fā)電機底腳與臺板的接觸情況。抽出發(fā)電機底腳的全部墊片，用塞尺測量底腳與臺板間隙。發(fā)電機5號軸承處底腳與臺板產(chǎn)生內(nèi)張口0.20～0.25 mm，張口長度約1.5 m，如圖3所示，在底腳與臺板楔形間隙處放置偏置墊片消除內(nèi)張口。

圖3　發(fā)電機底腳與底腳張口示意圖

（3）發(fā)電機底載試驗。按照上海電機廠的要求在發(fā)電機底腳與臺板之間放置階梯型墊片調(diào)整底腳支撐筋的載荷，調(diào)整后定子各底腳第一根支撐筋負載約占總負載的60%。

（4）檢查5號、6號軸承底部墊塊的絕緣承壓板，打磨墊塊與瓦枕的接觸面（確保均勻接觸且接觸面積≥75%）。

3.2降低激振力

（1）調(diào)整勵磁機7號軸承的擺度，減少發(fā)電機轉(zhuǎn)子外伸端不平衡質(zhì)量對振動的影響。汽輪機盤車停役后，勵磁機轉(zhuǎn)子長時間靜置，在其自身重力作用下產(chǎn)生撓曲變形。若轉(zhuǎn)子在彈性變形狀態(tài)下調(diào)整擺度，測量的擺度數(shù)值會持續(xù)發(fā)生變化。正確的做法是，先投運盤車2 h，待勵磁機轉(zhuǎn)子靜撓曲變形恢復后再測量擺度數(shù)值。調(diào)整擺度時，應保持發(fā)電機轉(zhuǎn)子與勵磁機轉(zhuǎn)子自然同心。在7瓦近發(fā)電機側(cè)，選取光滑的軸頸使用行車、龍門架、專有滾柱托架支撐，嚴禁使用千斤頂、臨時墊塊支撐。由于勵磁機聯(lián)軸器端面瓢偏，加偏置墊片后調(diào)整擺度至0.02 mm。

（2）進行動平衡試驗，在勵磁機整流盤處加裝平衡塊，減少發(fā)電機轉(zhuǎn)子外伸端圓周方向的不平衡質(zhì)量。

3.3檢查定子滑銷系統(tǒng)

滑銷系統(tǒng)卡澀會阻礙定子沿縱向、橫向自由收縮與膨脹。此時定子會產(chǎn)生彈性變形，其內(nèi)部密封瓦、油檔梳齒等部件將與與轉(zhuǎn)子碰磨。檢查過程中發(fā)現(xiàn)電側(cè)橫銷卡澀，拆出橫銷后打磨其兩側(cè)接觸面，調(diào)整配合間隙至0.10 mm。

4　消振效果

2013年12月機組修后首次啟動，在定速3000r/min時，6號軸承相對振動為110 μm，測量6號軸承瓦振（垂直方向振動幅值34 μm、水平方向振動幅值49 μm）。降速期間，過勵磁機臨界轉(zhuǎn)速2460 r/min時，6號軸承相對軸振最大為213 μm，7號軸承相對軸振最大為220 μm，表明勵磁機轉(zhuǎn)子存在明顯的質(zhì)量不平衡。經(jīng)過計算，在勵磁機整流盤處逆鍵相145°處加重253 g。加重后再次啟動，機組帶負荷后，測量5號軸承端蓋處瓦振（垂直方向幅值9 μm、水平方向幅值1 5μm），6號軸承端蓋處瓦振（垂直方向幅值19 μm、水平方向幅值37 μm）。再次降速至勵磁機臨界轉(zhuǎn)速2460 r/min時，6號軸承處相對軸振為107 μm，7號軸承相對軸振為102 μm。勵磁機轉(zhuǎn)子動平衡后，機組振動情況良好，5號軸承瓦振故障徹底消除。

5　消振后機組運行振動變化情況

5.1振動情況

2014年1月至5月，4號軸承瓦振開始持續(xù)爬升，就地測量軸承蓋處振動（垂直方向幅值90 μm、軸向幅值110 μm）。低壓缸兩側(cè)的軸承座位于外缸的排汽椎板上，這種結(jié)構(gòu)與落地式軸承相比，支撐剛度較差。由式（1）可知，在較小的激振力作用下，4號軸承的支撐系統(tǒng)將產(chǎn)生較大的振動。

2014年5月27日，7號軸承處相對軸振由40.6 μm躍至71.8 μm，工頻振動相位由46°改變?yōu)?48°，表明勵磁機轉(zhuǎn)子圓周方向不平衡質(zhì)量發(fā)生改變。2014年6月機組調(diào)停，在惰走降速期間，過勵磁機臨界轉(zhuǎn)速時，7號軸承相對軸振超過500 μm。

5.2處理方法

2014年6月機組調(diào)停期間，對發(fā)電機、勵磁機聯(lián)軸器螺栓著色探傷，同時調(diào)整7號軸承處擺度至0.03 mm。調(diào)停后首次沖轉(zhuǎn)，轉(zhuǎn)速至2157 r/min時，7號軸承處絕對振動、相對振動均超過254 μm，機組跳閘；將6號軸承、7號軸承處振動保護跳閘值更改為320 μm，進行第2次沖轉(zhuǎn)，轉(zhuǎn)速升高至2235 r/min時跳閘；提高沖轉(zhuǎn)升速率，進行第3次沖轉(zhuǎn)，轉(zhuǎn)速至2250 r/min時跳閘，仍沖不過勵磁機臨界轉(zhuǎn)速。由于后2次的沖轉(zhuǎn)都過了發(fā)電機二階臨界轉(zhuǎn)速，可以進行初步加重，壓低過發(fā)電機二階臨界轉(zhuǎn)速時轉(zhuǎn)子的振動幅值。經(jīng)過計算，取下勵磁機整流盤處逆鍵相145°、重量253 g配重塊，進行第4次沖轉(zhuǎn)，轉(zhuǎn)速順利升至3000 r/min，6號軸承、7號軸承相對軸振分別為58 μm、19 μm，振動情況良好。為減少4號軸承支撐系統(tǒng)的激振力，經(jīng)過計算，在低壓轉(zhuǎn)子兩端反相加重，3號軸承處逆鍵相227°處加重270 g，4號軸承處逆鍵相47°處加重270 g。加重后沖轉(zhuǎn)至3000 r/min定速，就地測量4號軸承瓦振（水平方向、軸向幅值均降至50 μm），振動幅值仍偏大。

2014年10月機組調(diào)停，為進一步降低4號軸承瓦振，再次對低壓轉(zhuǎn)子進行動平衡試驗測試。3號軸承處逆鍵相310°處加重400 g，4號軸承處逆鍵相130°處加重400 g。機組加重后啟動，4號軸承相對軸振由加重前80 μm降至20 μm，測量4號軸承瓦振（水平方向、軸向幅值均降至10 μm），徹底解決了4號軸承瓦振問題。

6　結(jié)束語

處理汽輪機強迫振動故障時，應緊緊圍繞振動幅值、激振力、支撐系統(tǒng)動剛度三者之間的關系開展消振工作，采取相應的措施降低激振力、提高連接剛度。在發(fā)電機底腳與臺板之間增加偏執(zhí)墊片消除內(nèi)張口，通過發(fā)電機底載試驗合理分配底腳支撐筋的負載，可以提高發(fā)電機兩端軸承支撐系統(tǒng)的連接剛度。對機組軸系進行精細動平衡試驗，可減少轉(zhuǎn)子圓周方向不平衡質(zhì)量，降低激振力。

［1］施為新，石靜波.汽輪發(fā)電機組振動及事故［M］.北京：中國電力出版社，2008：67-68.

The Analysis and Solution of No.1 Power Unit Failure of Power Plant

CHENG Yuan1，2
（1.Mechanical and Electronical College of Suzhou University，Suzhou 215006，China；2.Huaneng Power Co.Ltd.（Suzhou Industrial Park），Taicang 215424，China）

This article introduces the failures of bearing vibration climb in No.5 and No.4，bearing relative axial vibration step in No.7，etc.We conduct multi kinds of vibration tests，study relation among the steam machine forced vibration amplitude，the exciting force and the dynamic rigidity of the support system，analyze the vibration mechanism and adopt various ways of absorbing vibration，which shows the right way of solving the vibration failure for the same power unit.

vibration；relative vibration；forced vibration amplitude；dynamic rigidity

TK263.6

B

1009-0665（2015）01-0018-03

2014-08-08；

2014-09-25

程源（1983），男，江蘇蘇州人，在職研究生，從事電廠汽輪機本體檢修工作。