送風汽輪壓縮機組振動故障診斷

黃 勇 龐玉增 葛惠亭

（杭州汽輪機股份有限公司，浙江 杭州 310012）

一、機組概述

1.機組參數

在機組試運行階段，汽輪機前后軸振變大，尤其是前軸振動有幾次大于報警值。壓縮機前后振動值卻是在合理范圍內，數值在20μm左右。該設備是單缸、單軸凝汽汽輪機，從順汽流方向看是逆時針。其額定工作轉速是4550r/min，其中一階臨界轉速在3600r/min左右，軸振報警值是63μm。1#瓦是汽輪機轉子的落地軸承，2#瓦軸承座與排汽缸一體。1#瓦和2#瓦都是普通的二油葉。汽輪機轉子和軸流風機轉子采用撓性聯軸器連接。機組軸系分布如圖1所示。

圖1 25MW機組軸系示意圖

2.振動測試

機組每個軸承安裝兩只電渦流傳感器，兩者之間呈90°，于軸承座中分面夾角是45°，從順汽流方向看，X方向為右，Y方向為左。為了更好的描述各個狀態的振動情況，我們對機組空負荷下的聯機、一定負荷的聯機、汽輪機單機、聯機歷史值幾種狀態下進行測試并比較。其結果如表1所示。

從表1可以看出，汽輪壓縮機組在聯機試車時，汽輪機轉子前后測點振動值最大也是26μm。但是經過3個月試運行后，前后軸振動都是明顯變大。1#瓦振動幅值有上下波動現象，最大變化是15μm，相位基本保持穩定。2#瓦的振動幅值變化量不大，但是相位總是在不停變動，最大變化是25°，所測振動數據每次啟動不具備重復性。另外當2#瓦振動變大，1#瓦振動往小的趨勢發展，反之也是這樣。

二、振動特征及分析

1.振動頻譜圖

汽輪機1#瓦和2#瓦右測點頻譜圖如圖2所示。

根據轉子旋轉方向，轉子右測點是油膜剛度最大、最穩定的，適合用來做狀態分析。從圖2上看，在額定轉速下，1#瓦和2#瓦以1X為主,占到了90%以上，1/2、2X分量一般在1～3μm。2#瓦右測點出現了3X分量，但是數值相當小，可以判斷該汽輪機存在不穩定的轉子不平衡力。

表1 不同測試下汽輪機1#、2#瓦的振動

圖2 汽輪機右測點頻譜圖

2.單機和聯機狀態下的波德圖

（1）單機狀態下，汽輪機1#瓦和2#瓦右測點波德圖如圖3所示。

圖3 汽輪機右測點波德圖

在圖3中，汽輪機轉速在1000r/min后，前后振動值隨轉速逐步增大，在2200r/min附近，前后軸振動相位出現90°左右變化，前振動幅值翻轉明顯，后軸振動幅值反應不明顯。在3600r/min附近，前后軸振相位變化不明顯，前軸振幅值卻是大幅度減少，后軸振保持穩定，可以推斷臨界轉速值產生變化了。根據臨界轉速在轉子質量不變條件下，與剛度的方根成正比，可以判斷是軸承動剛度變小原因。接近工作轉速后，前軸振動繼續變大，后軸振動最后一段是變小的趨勢。前軸振型還是比較清楚，后軸振型發生明顯變化。

（2）聯機狀態下，汽輪機1#瓦和2#瓦右測點波德圖如圖4所示。

圖4 汽輪機右測點波德圖

在圖4中，聯機狀態下的前后振型和單機類似，前軸振值變大。但是后軸振在工作轉速附近竟然有迅速變小趨勢。檢查了前后軸承座的地腳螺栓都是緊固的，連接剛度沒有問題。用手持式測振儀測量了運行中的前軸承座X、Y、Z三個方向的振動，數值是在0.08mm左右，可以排除了前軸承座剛度問題。后軸承座由于與排汽缸一體，排汽缸通過排汽接管與凝汽器相聯接，排汽接管還有一段膨脹節。這種結構設計相當于鋼結構支撐，后軸承座的垂直動剛度本就比前軸承座剛度小很多。在測量后軸承座座振發現其振動值和軸振趨勢相反，比較了軸振和軸承座振的數值后，可以判斷后軸承座存在共振現象。

3.同相及反相圖

單機、聯機狀態下汽輪機1#瓦右與2#瓦右同相、反相圖如圖5所示。

圖5 汽輪機1#瓦右與2#瓦右同相、反相圖

為了更好的了解轉子的特性，對整個升速過程中汽輪機前后同方向測點按照諧分量法進行了振型分解，比較了汽輪機單機和聯機狀態下的同相和反相變化。從圖5看，單機狀態下，同相分量在臨界轉速之前，一直是持續增大，轉子不平衡量比較明顯。需要檢查轉子是否存在永久彎曲和熱彎曲。該轉子工作轉速是在二階臨界以下，同相分量沒有迅速收斂，反相分量變大,轉子外伸端不平衡所引起的可能性很大，需要檢查轉子對中、聯軸器緊力、伸長端平直度。

三、故障確認與處理

已知公式：A=P/K

式中：A——振動振幅；

P——激振；

K——機組動剛度。

可推導出：汽輪機轉子振幅與所作用在機組上激振力成正比，與機組的動剛度成反比。為了降低振動值，可以從增大剛度，減少激振力兩個方向出發。

1.改善機組動剛度

檢查后軸承座、排汽接管、大直徑的回油管道的連接情況，螺栓都已經擰緊。參照其他類似機組，結構改造非常困難。從增強油膜剛度入手，降低徑向軸承進油溫度：從48℃到38℃，進油壓力保證在80kPa，這樣減少了油膜的厚度。測試表明：汽輪機前軸振從57μm下降到44μm，有效的降低振動。

2.確認激振力過大位置

（1）汽輪機與軸流風機對中

在冷態下檢查汽輪機與軸流風機之間的外圓中心、開口值。當符合標準后重新開機，發現振動還是沒有太多變化，加上是撓性聯軸器，軸流風機中3#、4#瓦振動都在20μm之內，軸流風機振動能量不足以引起汽輪機振動過大，可以排除現場中心調整問題。

（2）汽輪機疏水不暢導致轉子熱彎曲

這臺汽輪機汽缸底部有高、中、底壓疏水，疏水管道直接連接到凝汽器上的疏水膨脹箱，連接的順序從外到內應該是高中低，中壓和低壓順序搞錯，疏水都是正常。但是這不會引起振動值大幅上升的根本原因，可以排除。

由于是凝汽式汽輪機，在建立真空過程中需要軸封供汽，前后汽封冒汽管中的廢汽通過汽封冷卻器回收利用。軸封供汽的壓力、溫度參數正常，但是前汽封冒汽不通暢，會導致冷卻后的飽和汽水掉到運行的轉子上，造成轉子受熱不均彎曲。處理這個冒汽管道問題后，機組前振動值有一定下降，但是幅值變化不是特別明顯。

（3）前后軸頸彎曲檢查

打開前后軸承座并且去掉上瓦。百分表頭安裝在軸頸處，盤動轉子旋轉一周，取其中8個點，記錄各點并取矢量差，橢圓度最大是0.015mm，符合國家標準。

（4）汽缸與轉子中心變動

該汽輪機只有前貓爪通過定距螺釘與前軸承座相連接。間隙有0.20mm左右,其用來保證汽缸正常膨脹。安裝過程中或者進汽管道力影響，這個中心很容易跑掉，從而導致轉子與汽封齒摩擦受熱彎曲。通過在貓爪上架百分表，冷態和熱態分別監測，結合前后軸心軌跡圖是個光滑的橢圓，這個問題可以排除。

（5）汽輪機側半聯軸器

半聯軸器是帶平鍵的圓柱面與轉子輸出緊配合。現場檢查結果如圖6所示。

圖6 平鍵與鍵槽示意圖

圖6中轉子旋轉方向是順時針，兩個平鍵已經出現異動，頂到半聯軸器上，與鍵槽出現懸空。用塞尺測量平鍵與鍵槽兩邊間隙，0.03mm不入的測量點已經出現擠壓變形。從兩邊間隙和旋轉方向可以判斷汽輪機轉子與聯軸器出現“憋勁”現象，軸流風機轉子應該產生很大的反作用力。

通過百分表對半聯軸器進行外圓和瓢偏測量，數據如圖7所示。

圖7 半聯軸器現場測量值

實測瓢偏最大值是0.055mm，外圓偏差最大值是0.015mm。而這臺汽輪機這兩個數據出廠值分別是0.01mm和0.06mm,半聯軸器位置變動或者外伸端彎曲。

結合之前情況分析，認定軸流風機的失速或者喘振是會造成上述狀態主要原因。隨后試驗過程中，軸流風機靜葉調整裝置突然的卡澀使前軸振動升到60μm以上,后軸振動卻下降到41μm，這也側面證明了上述推斷。半聯軸器的位置變動產生一定的不平衡力，另外聯軸器緊力不足，使高速運行的轉子與聯軸器受熱不均，很容易使轉子伸長段彎曲，進而加大振動。

四、結語

考慮到汽輪機振動值波動變小，幅值能夠下降合理趨勢并保持相對穩定，并且現場條件、生產成本不允許停機重新修理半聯軸器。因此制定了3條措施來保證機組長期運行。

第一，現場條件的限制，直接改造軸承座結構來增強支撐系統剛度不現實。通過降低軸承進油溫度、降低進油壓力兩個方向來降低了油膜的厚度，側面增強了剛度，從而改善振動值。其結果如表2所示。

表2 措施前后結果對比

第二，升降負荷時幅度應該小而勻速，每次操作要等振動穩定后才能繼續。

第三，特別需要關注軸流風機的旋轉失速和喘振發生。汽輪機前軸振動一旦超過停機值應該立即停車檢查聯軸器。

從最近的電話回訪得知，該機組經過10個月的運行，振動情況一直很穩定，汽輪機前后振動幅值一直在50μm之內。

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