超超臨界機組汽輪機軸承振動大故障原因分析及治理

吳春梅

（浙江省電力建設有限公司，浙江 寧波 310027）

1 機組情況

1.1 機組結構

機組采用東方汽輪機有限公司制造的型號為N1030-25／600／600的超超臨界凝汽式機組。高壓缸由10個壓力級構成，中壓缸雙分流，各由7個壓力級構成，低壓缸4分流，各由5個壓力級構成。軸系由高壓轉子、中壓轉子、A低壓轉子、B低壓轉子、發電機轉子構成，每根轉子由兩個軸承支承，從汽機端到電機端依次編號為1號～8號，其中，1號～4號軸承為可傾瓦軸承，5號～8號軸承為橢圓軸承。

1.2 振動出現過程

2014年6月8日20：44，機組并網升負荷。2014年6月9日13：33，機組升荷至450MW，出現了2號軸承Y方向振動（以下簡稱2Y軸振）幅值突升突降的情況（最大振動約140μm）。2Y軸承振動的頻譜瀑布圖如圖1所示。由圖1分析發現，振動增大主要是28.134Hz分頻振動引發的。

圖1 2Y軸承振動的頻譜瀑布圖

2014年6月11日15：32，機組第二次并網升負荷。2014年6月13日4：35至5：30，機組帶荷至600MW，2號振動多次出現突變發散，2Y最大振動約為200μm，降負荷后，振動恢復。

2014年6月15日，兩閥同步開度控制在40%以內，滑參數升負荷，機組升負荷最高達到760MW，2Y軸承振動發散突升至202μm。

2014年6月16日，調門開度控制在36%，滑參數升負荷，機組負荷最高810MW，2Y軸承振動發散突升至230μm。

2014年6月17日，將CV2開度放開至100%，CV1開度限制在40%，類似單側進汽方式，2014年6月18日機組升負荷2014年最高到920MW，由于汽泵濾網需清洗，降負荷運行。

2014年6月18日，機組消缺后升負荷，機組振動較大時就通過速關CV1高調門開度降負荷來抑制振動。

2014年6月19日，滑參數升負荷至920MW時，軸系振動再次失穩，2Y軸振幅值又突升至200μm以上。

2014年6月20日，機組負荷升至980MW時，2號軸承振動再次出現突變，通過投入臨時措施邏輯，根據2Y軸振的幅值來調整流量指令，避免了機組軸承振動大跳機。

2014年6月21日，機組升負荷至1030 MW，2號軸承振動幅值基本在30～50μm以內。

1.3 振動特征及分析

2014年6月12日10：41至6月19日11：33期間，2Y軸振的頻譜瀑布圖如圖2所示，2014年6月16日23：37至6月19日16：27期間2Y軸振的通頻與工頻、通頻與分頻的趨勢圖見圖3。

圖22014 年6月12日10：41至6月19日11：33期間2Y軸振的頻譜瀑布圖

圖32014 年6月16日23：37～6月19日16：27期間2Y軸振的通頻與工頻、通頻與分頻的趨勢圖

由圖2和圖3及振動出現過程的描述可知：

（1）在較低負荷時，軸承振動就發生突跳現象，機組所帶負荷不到額定功率的一半，已經嚴重影響到機組出力。

（2）在未進行其他參數的調整和干預的情況下，2014年6月13日升負荷過程中，2號軸振發生突跳的門檻負荷已經提升520MW，可見運行中有手段可以控制或抑制振動的發生。

（3）每次突變發散的振動主頻率低頻分量，前期為28Hz，后期到31.3Hz。

（4）通過圖4可以看出，振動與負荷的變化有著密切聯系，負荷升到一定值時，低頻分量就開始出現，一般先有10～30μm波動。隨著負荷的上升，更大的低頻分量出現，導致振動失穩突升。負荷降低后，振動能夠恢復，有較好的重復性。

圖4 機組負荷、2Y、主汽壓力、主汽溫度的趨勢圖

（5）每個負荷階段的大振動過后，該負荷工況下，軸振就不會失穩發散，而是小幅度波動，即引發軸承振動的門檻負荷值在不斷提高。

（6）圖5為失穩后轉子的軸心軌跡圖。從圖5左側圖可以看出轉子振動時的渦動方向為正向振動，圖5右側圖為2014年6月12日至6月15日軸心位置變化圖，當軸心在右上位置時，振動較為容易發散。

圖5 軸心軌跡圖

2 機組振動原因分析

2.1 機組內機械性干擾力引起的機組振動分析

2.1.1 轉子質量不平衡

轉子質量不平衡通常是在設備加工制造過程中產生的，或是在安裝、檢修時更換轉動部件造成的。這種不平衡的最顯著持征是“穩定”，這個穩定是指在一定的轉速下振動特征穩定，振幅和相位受機組蒸汽溫度、蒸汽壓力以及負荷等參數影響不大，也不受啟動方式的影響。

對于該臺新機組，如果振動的振源是由質量不平衡引起的，那么在第一次升速時就會顯現出來，且工頻振動的幅值與相位隨轉速的變化以及定速后隨時間的變化規律是穩定的，重復性很好。通過圖4可以看出，2Y振幅隨機組負荷的變化而變化，振幅與相位也不具備較好的重復性，并且在一次升速時，機組振動平穩。

2.1.2 軸系不對中

軸系不對中的可能性有3種［1］，具體如下。

（1）聯軸器不對中

轉子連接后的同心度和平直度，由兩個靠背輪的同心度和端面瓢偏度決定（見圖6）。現場安裝時，若靠背輪止口不同心，則連接后兩根轉子是偏心的，在旋轉狀態下會產生振動的擾動力；若靠背輪的端面存在瓢偏，連接后使轉子產生彈性彎曲，在旋轉狀態下也會產生振動的擾動力；靠背輪圓周方向連接螺栓緊力存在差別，也會引起像靠背輪端面瓢偏一樣的情況，在旋轉狀態下產生激振力誘發振動響應。

圖6 靠背輪端面瓢偏、止口不同心示意圖

本工程現場安裝過程中，靠背輪的同心度和端面瓢偏度在通流間隙調整之前、轉子對輪初找中時、扣缸前轉子復找中以及軸系灌漿前四個節點，均架表盤動轉子進行了檢查，并通過調軸瓦墊片或調軸承座臺板與沙漿墊塊間不銹鋼墊片來調整靠背輪中心，確保靠背輪高差、張口值滿足廠家設計要求；同時，靠背輪正式連接前，現場使用電子稱對螺栓、螺母逐個稱重，將靠背輪直徑方向對稱的兩只螺栓及螺母的重量差控制在10g以內；靠背輪連接時，也考慮了螺栓緊力對晃度的影響，在螺栓到25%緊力、50%緊力、100%緊力時，分別檢查了轉子晃動情況，保證晃動在0.02mm以內。可見，聯軸器不對中的缺陷在本工程安裝過程中，得到很好的解決。

（2）軸瓦中心標高變化

前軸承座、高中壓間軸承座、中低壓間軸承座在就位過程中，以低壓缸5號瓦、6號瓦中心為基準，根據圖7中所示的轉子靜撓度曲線，測量、調整前、中、中低軸承箱的縱向揚度及橫向水平，并用連通儀測量調整軸承座標高，以保證整個軸系成為一個連續、平滑的曲線，使各軸瓦的比壓盡可能接近廠家設計值。

圖7 轉子靜撓度曲線圖

機組運行過程中，軸承座受到來自汽缸的輻射熱而膨脹，致使軸承中心線沿垂直中心方向升高，轉子軸頸也隨之升高，由于各軸承座的熱膨脹隨溫升的不同而有所差別，因此各轉子軸頸的升高也不一樣，導致各軸承的載荷發生變化。軸承載荷的變化集中表現在軸瓦溫度的變化上，而軸振超標的2號軸瓦，在機組運行過程中，瓦溫在92℃～95℃，并未出現大的波動。由此判斷，2號軸瓦振動大與軸瓦中心標高無必然聯系。

（3）轉子與靜子不同心

高壓缸徑向間隙在測量調整時，通過調整各隔板、內缸的支承鍵墊片，并用專用工具修刮汽封弧段以達到間隙標準要求。各徑向間隙調整完畢，再次復測確認徑向間隙合格后，在高壓缸兩端軸封處，測量調整轉子四周與軸封間的徑向間隙直至滿足安裝要求。通過機組安裝數據可以看出，動靜間徑向間隙滿足廠家要求，轉子與靜子之間，理論上不存在不同心的現象。

2.1.3 轉子彎曲

新機轉子的熱彎曲一般來自材質熱應力。只要轉子未發生永久塑性變形，當轉子溫度降低后，轉子的彎曲會很快恢復。利用這一特性，可以通過試驗來判斷轉子是否存在熱彎曲。試驗時，機組不采用滑參數停機的方式，而是采用不解列打閘情走方式，較快地減負荷，以觀察轉子溫度高的情況下降速過程的幅頻特性，將其與冷態啟機時進行比對，若降速過程的振幅，尤其是過臨界轉速時的振幅，比轉子冷態啟動升速時的大，就說明轉子存在熱彎曲。而本機組2號軸承的振動僅發生在高負荷工況下，機組升速、降速過程中，均未出現振幅跳變的情況，由此可知，2Y的振動并非轉子熱彎曲引起。

2.1.4 轉子受到機械摩擦力

從機組安裝數據可以看出，高壓缸軸向通流間隙尺寸滿足廠家要求，盤車裝置投用過程中，也未聽到異常聲響，導致動靜碰磨的原因可能是汽缸膨脹不通暢引起汽缸跑偏。通過觀察圖4中高壓缸膨脹與轉子相對膨脹的差值（即脹差）可以看出，雖然機組高壓脹差曲線不夠平穩，但是負荷穩定后，脹差值也隨之下降并規律性小幅波動；并且動靜摩擦引起的振動特征為工頻振動幅值和相位不斷波動，幅值有快速增大的趨勢［2］，而該機組工頻分量平穩，振動增大主要是分頻振動引起。由此可以判斷機組不管是熱態運行還是在冷態停機狀況下，均不存在動靜間碰磨的現象。

2.2 作用在轉子上的靜態蒸汽力

同壓力級相比，部分進汽的調節級沿圓周方向進汽存在階躍，增強了流場的不均勻程度，葉輪上的不平衡激振力顯著增加，使轉子在汽缸中的徑向位置發生變化，引起通流部分間隙的變化［3］。本機組采用了左右對沖的全周進汽方式，無調節級不均勻進汽影響，能夠很好的平衡徑向汽流力。

同時高壓蒸汽進汽時，將產生作用于轉子的蒸汽力，可影響軸頸在軸承中的位置，改變軸承的動力特性（因軸承載荷變化）而造成轉子運動失穩。2號軸承采用國內先進的可傾瓦軸承，可以隨載荷的變化自動調整各油楔間隙，從而保持了軸承的穩定性。由此可以看出，機組振動并非靜態蒸汽力引起。

2.3 機組自激振動引起的機組振動

2.3.1 油膜振蕩

油膜振蕩是突發性的，一般會在汽輪機啟動、升速和超速試驗中遇到，是不能用提高轉速的辦法來消除的，其振動頻率始終保持在轉子第一臨界轉速的兩倍［4］。

2號軸承振動發生時的軸心軌跡為正向進動，低頻振動頻率在28～31Hz，是第一臨界轉速（12.3～15.6Hz）的兩倍，上述現象與油膜振蕩的特性一致，但軸承振動出現在升負荷的過程中，與機組轉速無關，而油膜振蕩最主要的特性就是發生在機組啟動升速過程中，由此可以判斷，2Y振動幅值的突變，并非油膜振蕩所引起，而是其他原因產生的軸承振動，引發了油膜的不穩定。

2.3.2 汽流激振

汽流激振力有兩種［5-6］，具體如下。

（1）葉頂間隙激振力

當轉子處于動態偏心時，由于沿圓周方向的葉頂間隙不同，蒸汽在不同位置處的間隙泄漏量不均勻，使得作用在各個位置葉輪的圓周切向力不同，而產生一作用于葉輪中心的橫向力（合力）［7］，該力稱為葉頂間隙激振力。該橫向力垂直于葉輪中心偏移方向，趨向于使轉子產生自激振動。在一個振動周期內，當系統阻尼消耗的能量損失小于橫向力所做的功，這種振動就會被激發起來。葉頂間隙激振力的大小與間隙激振因子、偏心率成正比，而葉頂間隙激振因子大小又與葉輪的級功率成正比，與動葉的平均節徑、高度和工作轉速成反比。

圖8 葉頂間隙激振力

由此可以看出，間隙激振力容易發生在汽機大功率區段及葉輪直徑較小和短葉片的轉子上，即高參數大型汽輪機的高壓轉子上。

通過圍帶汽封蒸汽的不均勻流動會形成不對稱的壓力分布，會產生一個附加的汽流激振力，此時總的汽流激振力要大于上述的間隙激振力。該附加力的大小與圍帶汽封的徑向間隙成反比，與葉輪前后壓差、圍帶寬度、圍帶半徑成正比［8］。而葉輪軸向間隙的減小在一定程度上可降低汽流激振的影響。適當放大汽封片的徑向間隙、縮小葉輪軸向間隙可以減小該汽流激振力。

（2）汽封汽流激振力

由于轉子的動態偏心，引起軸封和隔板汽封腔室中蒸汽壓力分布的不均勻，而產生以垂直于轉子偏移方向的合力，稱為汽封汽流激振力。與前者一樣，該切向力使轉子運動趨于不穩定。

另外，汽流在轉子與隔板、軸端汽封之間的間隙內流動時，產生的慣性力遠遠超過摩擦力，由于汽流進入密封腔后動能并不完全損失掉，還有一定的余速。這部分速度不僅使汽流沿軸向流動，而且還以很大的圓周速度分量圍繞轉子轉動，即形成“螺旋形”流動［9］。

密封和間隙動力失穩的振動特性與油膜振蕩相似，其振動波形、頻譜、軸心軌跡、進動方向及相應變化等很難區分，兩者的主要區別是敏感參數不同。密封及間隙動力失穩，對工作介質的壓力及負荷變化很敏感，而油膜振蕩是在工作轉速達到某一閾值（一般為工作轉速大于或等于一階臨界轉速的2倍）時，突然失穩發生強烈振動。

3 汽流激振的治理過程

3.1 引發機組振動的原因及特性

通過分析所有可能引發軸承振動的原因，可以確定2號軸承的振動屬于汽流激振，是由葉頂間隙激振力及汽封汽流激振力其中的一種或共同引發的。汽流激振是自激振動的一種，這種振動不能用動平衡的方法來消除，易發生在汽輪機大功率區域及葉輪直徑較小和短葉片的轉子上，即易發生在超超臨界機組的高壓轉子上。汽流激振一般出現在機組并網之后、負荷逐漸的過程中。其主要特點是振動敏感于負荷，且一般發生在較高負荷。突發振動通常有一個門檻負荷，超過此負荷，立即發生汽流激振，而當負荷降至某一數值時，振動即能恢復，有較好的重復性［10］。

汽流激振產生的自激振動為轉子的正向進動。與軸承油膜渦動不同，汽流激振產生的低頻振動的頻率與工作轉速無關。發生嚴重汽流激振是振動頻率通常與轉子第一臨界轉速所對應的頻率相吻合，但絕大多數情況下，振動成分以接近工作轉速一半的頻率分量為主。此外，由于實際蒸汽力和軸承油膜力的非線性特性，有時該振動也會呈現其它一些諧波頻率分量。

3.2 汽流激振的治理過程

3.2.1 調整潤滑油參數

2Y振動幅值的突變，雖然并非油膜振蕩所引起，而是由汽流激振所導致，但是均造成了軸承油膜不穩定。為了穩定軸承振動，可以借鑒抑制油膜振蕩的辦法，即調整潤滑油參數。現場進行了變潤滑油溫試驗和變潤滑油壓試驗。

（1）變潤滑油溫試驗（見圖9）。將潤滑油溫度由40℃調整到46℃，機組負荷由500MW提升至530MW，2Y振動幅值在30～100μm波動。通過圖9可以看出，油溫升高后，2Y振幅變化不明顯，且負荷升到570MW時，2Y振動失穩，振幅突變至190μm，可見提高潤滑油溫并未改善機組穩定性。隨后，逐步降低潤滑油溫至38℃（曲線見圖10），降低油溫對振動基本無影響。試驗結果表明，變潤滑油溫對控制軸承振動能力有限。

圖9 提高潤滑油溫試驗

圖10 降低潤滑油溫試驗

（2）變潤滑油壓試驗（見圖11）。同步開啟交直流油泵，將潤滑油壓力從0.17～0.18MPa升高到0.18～0.19MPa。觀察圖11振動曲線發現，潤滑油壓的提高對軸承振動無明顯改善。另外從圖中可以看出，潤滑油壓在運行過程中是小幅波動的，猜測會對油膜穩定性造成一定影響，為了進一步了解該影響力的大小，試驗過程中開啟了密封油直流油泵，以保持潤滑油壓的穩定。試驗結果見圖12，潤滑油壓的波動對振動并無明顯影響。

由潤滑油溫度的提高、潤滑油溫度的降低、潤滑油壓力的提升以及穩定潤滑油壓試驗結果表明，調節潤滑油參數并不能改善軸承振動情況。

3.2.2 改變閥門控制方式

圖11 潤滑油壓提升試驗

圖12 穩定潤滑油壓試驗

本臺機組采用了上下對沖的全周進汽方式，理論上沒有調節級不均勻進汽的影響，但是從軸承振動幅值可以看出，2號軸承在Y方向的振動遠遠大于X方向的振動幅值，可以初步判斷振動與進汽方式及調門開度有一定關聯，為進一步確認振動于閥門控制方式之間的關系，現場進行了閥門控制方式試驗。

（1）調整CV1閥開度小于CV2閥10%：將CV1閥位定值在36%，CV2閥位定值在46%，滑壓升負荷至650MW，振動失穩。

（2）調整CV1閥開度大于CV2閥10%：將CV1閥位定值在50%，CV2閥位定值在40%，滑壓升負荷至720MW，振動失穩。

（3）兩閥同步但開度減小試驗：CV1＼CV2閥位先后控制在36%、43%、50%開度進行滑壓升負荷，最高負荷800MW時，振動出現失穩，此時快關CV1＼CV2閥可立刻降低低頻振動（見圖13）。

通過閥門開度試驗可以看出，閥門開度減小后，發生振動的門檻值在逐步提高，一旦振動發生突跳，快速關小CV1＼CV2閥可以很好地抑制振動。在之后的一些試驗里，發現單關CV1或CV2閥也能有效控制2Y軸振，同時發現將CV1全開、CV2閥開度控制在40%進行升負荷時的振動曲線相對較為平穩，最高負荷升至920MW。

圖13 閥門開度試驗

3.2.3 磨大汽封間隙試驗

在試驗之前，機組所帶負荷不到額定功率的一半，就發生了振動突跳現象，嚴重影響到機組出力，通過控制閥門開度，逐步提升了汽流激振的門檻負荷，最終負荷帶到90%額定負荷。從試驗過程也能看出，門檻負荷的提升，都是在發生大振動過后，結合葉頂的刷式汽封頂部比DAS齒高出0.2mm的設計，初步判斷振動是由轉子渦動時葉片頂部與刷式汽封摩擦引起的，動靜碰磨使刷式汽封逐漸磨損，擴大了葉頂汽封的徑向間隙。東汽廠內部試驗也證實了這一點，即刷式汽封與轉子間的摩擦使葉頂刷式汽封處間隙摩大，從而極大減弱了汽流激振效應。

為了進一步驗證上述理論，現場嘗試用大振動磨大汽封間隙，即機組帶高負荷時，振動幅值突跳后，保持各個參數不變，觀察振動曲線變化。為避免大振動引起機組跳機，經研究決定，將2號軸承振動保護值由250μm調整至400μm。

閥門開度試驗結果表明，將CV1全開、CV2閥開度控制在40%時，負荷能帶到較高值，同時單關CV1或CV2閥能有效控制2Y軸振。在上述試驗的基礎上，將CV2閥門開度減小到36%、CV1閥保持全開，滑參數升負荷至940MW時，2Y振幅突跳到240μm，在此工況下維持了5 min，之后關小CV2閥門開度，抑制軸承振動（圖14）。

運行一段時間后，重復之前的試驗，再次升負荷至970MW，2Y振幅突跳到289μm，在此工況下維持了30s后，關小閥門抑制振動。經過反復幾次試驗，將CV1閥全開、CV2閥門開度控制在36%，機組成功升負荷至1 030MW，2Y振動幅值基本在30～50μm。

圖14 摩大汽封間隙試驗

可見，大振動工況下，葉頂刷式汽封處的間隙能夠被摩大，從而很好地抑制了汽流激振效應。機組首次帶滿負荷成功后，運行人員控制CV1、CV2閥全開，在升負荷過程中，2Y振幅幾經突變，為此，現場投入了臨時措施邏輯，根據2Y振幅來調整流量指令：60μm對應-3%的流量指令，150μm對應-5%的流量指令，上述邏輯投入后，機組在單閥控制下，成功升至滿負荷。

4 結語

機組帶負荷過程中多次突發振動主要是汽流激振所致。該機組每級隔板汽封以及軸端汽封處均裝有防旋汽封，能夠很好的抑制汽流渦動，而葉頂汽封處，因安裝后期增設了刷式汽封，導致汽流進汽通道面積大于出汽通道，從而增大了葉頂處汽流激振力。為了消除機組升負荷過程中出現的振動幅值突變現象，可以從減小葉頂汽流激振力著手，即增大葉頂汽封的徑向間隙。從該機組試運中的振動也表明，機組汽流激振發生的負荷在逐步提高，容易誘發振動的門檻值逐步抬高，所以通過動靜磨合是能夠達到抑制汽流激振的目的。

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