某185 MW汽輪發電機組低頻振動分析及處理

張志恒，曾名劭

（1.四川省電力工業調整試驗所，成都 610072；2.江西贛能股份豐城二期發電廠，江西 豐城 331100）

某185 MW汽輪發電機組低頻振動分析及處理

張志恒1，曾名劭2

（1.四川省電力工業調整試驗所，成都 610072；2.江西贛能股份豐城二期發電廠，江西 豐城 331100）

針對某185 MW汽輪發電機組在3 300 r/min時5X軸振突發低頻成分，分析了振動特征和產生油膜失穩的主要原因，采用提高軸瓦工作穩定性和降低轉子不平衡力相結合的方法進行處理，采取調整軸承標高、軸瓦頂隙和現場動平衡等措施，消除了該機組低頻振動故障。

汽輪發電機組；低頻振動；動平衡；油膜失穩；軸承標高

1 機組簡介

某汽輪發電機組為超高壓、中間再熱、兩缸兩排汽凝汽式汽輪機，額定容量185 MW，額定轉速3 600 r/min，型號為N185/13.24/535/535，為再熱凝汽型沖動式汽輪機。發電機型號為QFKN-185-2-60，是采用空氣冷卻的同步發電機。機組軸系由高中壓轉子、低壓轉子、發電機轉子組成，見圖1。勵磁機為發電機外伸端，無支撐，各轉子臨界轉速見表1。整個軸系由6個支持軸承支撐，各轉子之間采用剛性聯軸器連接，其中1號和2號軸承為可傾瓦軸承，3號和4號軸承為橢圓軸承，發電機由橢圓瓦支撐。機組1號軸承和主油泵以及液壓調節保安部套裝在前軸承箱內，2號軸承和推力軸承裝在中間軸承箱內，3號軸承、4號軸承分別裝在低壓缸前、后端軸承箱內，發電機前后軸承均為落地軸承。機組振動測點布置如下：1—6號軸承均裝2個電渦流傳感器且相互垂直，自汽輪機向發電機方向看，左45°為X向，右45°為Y向；每個軸承頂部安裝1個速度傳感器測量軸承座振動。

圖1 某185 MW機組軸系布置

表1 汽輪發電機組各轉子臨界轉速r/min

2 機組振動情況

2.1 機組振動描述

汽輪機首次沖轉，500 r/min時各軸承振動正常，低轉速下轉軸的晃度如表2所示。后升速進行1 500 r/min中速暖機，發電機轉子過一階臨界轉速時5號軸承軸振X向（簡稱5X，其余類推）最大為73.4 μm，5Y最大為32.9 μm，其他各軸承振動正常。在升速2 700 r/min進行高速暖機過程中，5X與5Y振動增大明顯且與轉速的關系密切，5X最大為106 μm，5Y最大為64.4 μm，后降速至2 100 r/min進行暖機，5X振動減小明顯。在升速至額定轉速過程中，發電機轉子在二階臨界時5X最大為184 μm，5Y最大為42.5 μm，當到達3 300 r/min時，5X振動突然變大導致機組跳閘，5X最大為247 μm，5號軸承圖譜見圖2—5。從圖譜可知，3 300 r/min時5X軸振突然出現低頻成分并迅速增大，其中0.27倍頻（900 r/min）振幅為85.3 μm，基頻振幅為134 μm，其他軸承振動低頻成分很少。

表2 機組500 r/min時轉軸晃度μm

圖2 5X波德圖

圖3 5X瀑布圖

第2次沖轉與第1次相同，在3 300 r/min左右5X軸振突發低頻成分并迅速增大至跳機值。第3次通過提高升速率沖到額定轉速3 600 r/min，軸承參數如表3所示，3 600 r/min轉子相對盤車時軸頸相對浮起量如表4所示。額定轉速時5X振動稍有波動，但低頻成分振動不太大。在切換主油泵停交流油泵時，低頻成分突然消失，通頻振動減小，但5X通頻振動依然很大，為120 μm左右，基頻振動為111 μm且在此期間沒有變化。

圖4 5號軸承軸心軌跡

圖5 5號軸承軸心位置

表3 機組3 600 r/min時軸承參數

表4 機組3 600 r/min時軸頸相對浮起量

2.2 振動特征分析

從以上振動數據可見機組振動具有以下特征：

（1）振動具有突發性。當軸承失穩故障發生時，振動會在短時間內增大，而且發生前沒有任何明顯征兆。

（2）振動具有低頻特征。發生時出現較大的低倍頻（900 r/min）振動分量，對應的機組轉速略低于發電機一階臨界轉速，振動突發前后基頻振幅和相位變化不大，且基頻振動很大，占主要部分，如圖2、圖3所示。

（3）振動與運行參數有關。受潤滑油溫度和壓力的影響，但潤滑油溫度及壓力并非低頻振動的決定因素。

（4）發生低頻振動時，軸心軌跡不再保持規則的橢圓形。軸心軌跡不能封閉，轉軸處于強烈渦動失穩狀態，但渦動方向與轉軸方向一致，如圖4所示。

（5）低頻振動具有再現性，在相同工況附近多次重復發生，由于振動受擾動影響，每次發生故障的工況可能不同。

3 振動原因分析

3.1 低頻振動診斷

引起低頻振動的原因有很多，如汽流激振、隨機振動、分次諧波振動、動靜摩擦、部件飛脫、油膜失穩等。

（1）汽流激振只發生在高壓轉子上，5號軸承位于發電機轉子處，因此可以排除此項。

（2）隨機振動是非周期振動，振動譜為連續譜且主頻率波動不定[1]，因此從頻譜可知此非隨機振動。

（3）分次諧波振動頻率為轉子工作頻率的整數分之一，而發電機3 300 r/min時出現的低頻成分主要為0.27倍頻，因此分次諧波振動的可能性不大。

（4）動靜摩擦一般在摩擦嚴重時才會引發低頻振動，同時有嚴重的熱彎曲，從降速低頻振動就消失，降速過臨界振動變化不大，事后檢查確認未發生動靜摩擦。

（5）部件飛脫會使機組發生較大不平衡并引發非線性振動，部件飛脫前后基頻振幅和相位變化較大，且部件飛脫后振動也不會恢復到以前狀態，因此也可以排除。

基于以上排除法分析，認為引起此次低頻振動的原因可能為油膜失穩，以下進行重點分析。

3.2 油膜失穩影響因素

引起油膜失穩故障的原因主要為軸頸擾動大和軸承穩定差。

3.2.1 軸頸擾動大

軸頸擾動大的主要原因有不平衡、轉子熱彎曲、不對中等，這些強迫振動故障引起的劇烈振動會使軸承工作條件惡化，成為導致油膜失穩的誘因，是影響油膜失穩的外部條件。

（1）轉子質量不平衡為穩定普通強迫振動，振幅與運行工況無明顯關系，某一轉速下基頻振幅和相位比較穩定且占主要部分。從波德圖看，發電機軸承未發生低頻振動時，在二階臨界前后，振幅隨轉速變化明顯，且基頻占主要部分，因此發電機轉子存在二階質量不平衡。

（2）轉子發生熱彎曲時，會產生較大的擾動力，影響軸承油膜的正常形成。發電機轉子熱彎曲主要與轉子材質、匝間短路、內摩擦阻力效應、冷卻系統和動靜摩擦等有關，由于降速過臨界振動不大，且多次啟?；l振幅和相位比較穩定，因而判斷未發生轉子熱彎曲。

（3）轉子不對中是指采用固定式聯軸器連接的轉子同心度和平直度有偏差[1]，轉子不對中影響軸承載荷分布，降低軸承穩定性；而且產生軸系擾動力，破壞油膜，進而引發油膜失穩。根據500 r/min時低壓缸發電機聯軸器（簡稱低發聯軸器）兩側轉軸晃度不大（排除渦流傳感器機械和電磁干擾），見表2，大致判斷低發聯軸器連接正常[2]。

3.2.2 軸承穩定性差

軸承穩定性差將使系統阻尼減小，降低激發油膜失穩的門檻，是引發油膜失穩最重要的因素。

（1）軸瓦頂隙過大。軸瓦間隙影響軸承的穩定性，主要是由于影響軸承運行的最小間隙，而最小間隙是軸承穩定工作的重要依據。最小間隙越小，軸承工作越穩定。軸瓦過大的頂隙會顯著減少上瓦的油膜力，即降低了軸瓦的預載荷，使軸瓦偏心降低，穩定性下降，特別是轉軸振動較大時，更容易引起軸瓦的失穩。因此軸承的頂隙調整不合理，往往是導致軸承失穩的主要原因。此發電機前軸承頂隙實測為560 μm，而軸頸直徑為400mm，頂隙設計值為420～580 μm，接近設計值上限。

（2）潤滑油溫度和壓力。潤滑油溫度偏低則影響到潤滑油的粘度，粘度越大在軸承中形成的油膜越厚，而變厚的油膜則直接影響到油膜剛度下降，轉子的相對偏心率將減小，在同樣擾動下，軸承的失穩可能性增大，軸瓦穩定性降低。而潤滑油壓力則影響到油膜的形成，若軸承本身已處于失穩狀態，則潤滑油壓力的改變會影響油膜的穩定性，導致油膜失穩改變。現場采取調整潤滑油油溫和油壓等措施時，對低頻振動有一定影響。

（3）軸承標高。機組運行過程中由于機組熱態中心變化以及真空度、地基不均勻沉降等因素影響，轉子在軸承油膜中浮起，導致軸系對中情況發生變化，引起軸承標高變化。標高變化會影響軸承載荷分配，使某些軸承載荷變輕而導致失穩發生。根據額定轉速時的各軸承金屬溫度、油膜壓力和發電機轉子軸頸相對浮起量判斷，此發電機前軸承有輕載現象。

4 處理措施

發生油膜失穩時如果同時存在不平衡振動和自激振動時，應該首先調整轉子不平衡[1]。

（1）發電機轉子現場動平衡處理。

機組振動大主要表現在發電機前后軸承上，尤其是發電機前軸承，汽輪機轉子振動不大。由于發電機一階臨界轉速附近振動不大，過二階臨界轉速時，5X基頻為132 μm，6X基頻為70.2 μm，說明轉子的振動主要是由二階質量不平衡引起的，因此決定在發電機轉子兩側進行反對稱加重，對轉子的二階質量不平衡進行現場動平衡處理。在發電機兩側的平衡槽各加裝大約600 g的平衡塊后，機組振動狀況明顯好轉，基頻振動大幅降低，額定轉速下動平衡前后振動數據見表5。

表5 額定轉速下動平衡前后振動數據

（2）提高軸瓦穩定性。

根據發電機前軸承實際狀況，提高軸瓦工作穩定性主要通過提高軸承載荷和減小軸瓦頂隙2方面實現。調整軸承標高，上抬5號軸承標高170 μm，增加軸承的載荷；調整軸瓦頂隙，減小軸瓦頂隙至510 μm，使上瓦的油膜力增加，提高了軸瓦穩定性。另外發電機前后軸承進油管道加裝節流孔板，孔板直徑30mm，未加裝時進油管最小直徑為52mm。

經上述治理后，機組基頻振動大幅下降，在升速至額定轉速和帶負荷過程中，機組振動狀況良好，油膜失穩故障再未發生，機組振動問題得以解決。

5 結論

分析了某汽輪發電機組低頻振動故障時的振動特征，確認突發的低頻振動系油膜失穩引起的。采用提高軸瓦工作穩定性和降低轉子激振力相結合的方法，最終使機組振動降低，油膜失穩消失。

（1）在軸承穩定性較差的情況下，外界擾動容易引發油膜失穩。通過現場動平衡處理，降低了發電機轉子激振力，減少了外界擾動。

（2）根據額定轉速時的軸承金屬溫度、油膜壓力和發電機轉子軸頸相對浮起量，判斷發電機前軸承輕載。通過調整軸承標高，改善了軸承載荷，提高了軸瓦工作的穩定性。

（3）減小軸瓦頂隙是提高軸承穩定性最有效的方法，通過調整軸承間隙，增加了上瓦的油膜力，可以有效改善軸承工作穩定性，有利于降低油膜失穩故障的發生概率。

[1]施維新．汽輪發電機組振動及事故[M]．北京：中國電力出版社，2008．

[2]楊建剛．旋轉機械振動與工程應用[M]．北京：中國電力出版社，2007．

（本文編輯：陸 瑩）

Analysis and Correction of Low-frequency Vibration on a 185 MW Steam Turbine Generating Unit

ZHANG Zhiheng1，ZEN Mingshao2
（1.Commissioning and Test Institute of Sichuan Electric Power Industry，Chengdu 610072，China；2.Fengcheng PhaseⅡPower Plant of Jiangxi Ganneng Co.，Ltd.，Fengcheng Jiangxi 331100，China）

When a 185 MW steam turbine generating unit operated at a rotary speed of 3 300 r/min，low-frequency vibration occurred on axis 5X.The paper analyzes vibration characteristics of a steam turbine generating unit and the main causes of oil film instability，which is handled by bearing operation stability improvement and unbalance force reduction of rotor.By adjustment of bearing elevation，top clearance of bearing and field dynamic balance and other measures，low-frequency vibration in the generating unit is eliminated.

steam turbine generating unit；low-frequency vibration；dynamic balance；oil film instability；bearing elevation

TM311

：B

：1007-1881（2016）05-0028-04

2015-11-10

張志恒（1977），男，工程師，主要從事汽輪機調試和試驗方面的工作。