越南沿海三期電站#1機組振動分析和處理

滑趙杰

(中國成達工程有限公司，成都 610041)

越南沿海三期電站#1機組振動分析和處理

滑趙杰

(中國成達工程有限公司，成都 610041)

越南沿海三期電站汽輪發電機組在空負荷和正常運行狀態下的振動值偏大，尤其是在發電機溫升試驗時，發電機的振動值隨著勵磁電流的變化而變化。通過分析認為，機組的振動主要是由轉子的不平衡量引起，通過現場動平衡，有效地解決了機組在各工況下振動偏大的問題。

動平衡；振動；勵磁電流；發電機

0 引言

越南沿海三期電站#1機組汽輪機為東方汽輪機有限公司生產的D600W型單軸、三缸四排汽凝汽式汽輪機，發電機為東方電機有限公司生產的QFSN-622.5-2-22發電機。整個軸系由高中壓轉子、低壓A轉子、低壓B轉子和發電機轉子構成，共8副支持軸承和1副穩定軸承，其中#1，#2軸承為可傾瓦結構，其余軸承為橢圓瓦結構。

#1機組從機頭看，轉子沿逆時針方向旋轉，鑒相傳感器位于機頭端部右側斜上20°，Y向軸振傳感器位于右側斜上45°位置，瓦振傳感器位于軸承垂直正上方。機組安全監視系統(TSI)為Bently 3500系統，在線機械管理系統(MMS)為Bently System@ 1系統。

1 振動現象及分析

#1機組在調試及“720 h試運行”期間，汽輪機軸系#1～#5軸承處軸振振動良好，振幅小于50 μm；#6軸承座蓋振在空載和低負荷工況下振動偏大，振幅超過50 μm，高負荷下#6軸承座蓋振振幅下降到50 μm以下；發電機轉子在空載工況下，#7軸振振幅超過80 μm，#7軸承座蓋振振幅和#8軸振振幅、蓋振振幅均小于40 μm，但隨著機組負荷增加，#7，#8軸振、蓋振振幅都出現了明顯增大，其中#7軸振和蓋振振幅、#8蓋振振幅增大最為突出，#8軸振振幅增大較緩，滿負荷工況下#7軸振振幅超過100 μm，#7蓋振振幅超過60 μm，#8蓋振振幅超過50 μm，#8軸振振幅小于50 μm；發電機轉子在滿負荷622 MW工況下進行發電機溫升試驗時(功率因數調整到0.85)，發現隨著勵磁電流的增加，#7，#8軸振、蓋振振幅均出現了快速增大，#7軸振振幅超過125 μm報警值，#7，#8蓋振振幅超過80 μm。2016年12月12日，3 000 r/min空載時振動數據見表1，帶負荷運行及溫升試驗時振動數據見表2。

表1 空載時振動數據 μm

表2 帶負荷運行振動數據 μm

(1)調取MMS#1機組#6和#7軸承軸振振動頻率瀑布圖發現，機組在3 000 r/min空載工況下，#6，#7軸承軸振主要以工頻振動分量為主，2倍頻的分量較小，其他倍頻的分量更小，說明低壓轉子和發電機的轉子對輪對中性較好；振動工頻大產生的原因有可能是軸承供油不足，也有可能是軸系不平衡，由于軸瓦溫度和回油溫度都正常，可以排除軸承供油不足的影響；由于振動的相位較為穩定，可以排除轉子上零部件松動的可能性，說明振動主要由質量不平衡引起[1]。汽輪發電機組在生產制造過程中都進行過單轉子的高速動平衡工作，在現場各轉子連成軸系后軸系的平衡狀態發生了改變，有可能產生

表3 負荷622 MW(功率因數約0.85)振動數據 μm

表4 負荷621 MW(功率因數約0.95)振動數據 μm

表5 負荷623 MW(功率因數0.96)振動數據 μm

表6 負荷622 MW(功率因數0.85)振動數據 μm

3 結束語

越南沿海三期電站汽輪發電機組振動大主要是由汽輪機發電機轉子存在不平衡量(包括整個軸系冷態下的不平衡量和發電機轉子由于勵磁電流的作用在熱態下膨脹不均所產生的新的不平衡量)引起的,動平衡后，整個軸系無論是在空載還是滿負荷或是改變功率因數達到額定勵磁電流條件下，振動值均滿足要求。

[1]陸頌元.汽輪發電機組振動[M].北京:中國電力出版社,2002.

(本文責編：劉炳鋒)

了新的不平衡量。

(2)發電機帶負荷運行和溫升試驗時，發現勵磁電流越大，發電機振動越大，在大勵磁電流時轉子振動振幅增加相對較快，發電機振動趨勢和勵磁電流的變化趨勢相同，說明發電機可能存在匝間短路；通常發電機轉子線圈在勵磁電流影響下會發熱膨脹，轉子線圈銅導線溫度比轉子本體溫度上升的速度快，并且銅導線的溫度比較高，兩者溫度不同及熱膨脹系數不一樣，由于膨脹量不同可能出現相對位移，從而造成發電機轉子出現新的不平衡量，進而引起發電機轉子振動振幅變大。

(3)機組#6，#8軸承都存在軸瓦振動大于軸振的現象，其中#6軸瓦振動主要表現在空載和低負荷工況下，#8軸瓦振動主要表現在高負荷工況下，而空載工況下#7軸振、軸瓦振動振幅都偏大，且軸振、軸瓦振動振幅隨負荷增大而增大；軸瓦振動的激振源主要來自軸振，一般軸振振幅均遠大于軸瓦振動振幅。當軸承裝配出現偏差和螺栓緊固力矩不夠時或軸承座剛度不足時，可能會出現軸瓦振動振幅大于軸振振幅以及軸瓦振動振幅增長過快的問題。由于軸瓦振動的振幅基本穩定，基本可以排除軸瓦球面接觸不好的問題[1]。

2 問題分析及處理

(1)匝間短路診斷。發電機配有發電機轉子匝間短路在線監測裝置，但發電機運行期間，沒有發現明顯的匝間短路現象。

(2)翻瓦檢查及螺栓緊固。對發電機#7，#8軸承和#9穩定軸承進行了翻瓦檢查。#7軸承翻瓦檢查發現軸瓦有非常輕微的劃痕，轉子側隙(A，C位置)超標，分析認為側隙大是軸瓦加工所致，現場無法處理；#8軸承檢查發現軸瓦有非常輕微的劃痕，軸瓦與軸承套之間的頂隙偏大約為0.05 mm，現場對軸承套的中分面進行了研磨處理，調整后頂隙為0.08 mm(標準為0.04～0.10 mm)。#9軸承抬高量不足，現場增加0.10 mm墊片。針對#6軸承空載和低負荷工況下軸承蓋振偏大，對#6軸承螺栓進行了重新緊固，防止緊力不足。對#8軸承支撐的端蓋螺栓及軸承蓋螺栓加大擰緊力矩，并全部進行了重新緊固。

(3)現場動平衡。由于#1機組在空負荷和帶負荷時振動的相位變化幅度不大，在徹底排除了軸瓦和安裝問題對機組的振動影響因素后進行現場動平衡工作。為了盡量減少動平衡過程中汽輪機沖轉→并網→升負荷→解列→打閘→汽缸冷卻→調整平衡塊所需要的時間和啟動停機次數，在3 000 r/min時，采用發電機定子出線端三相短路、同時手動加勵磁電流的方式模擬并網后帶高勵磁電流的運行狀態，結果發現由于電渦流的存在，導致母線罩固定螺栓被燒得通紅，為安全起見限制了定子電流的繼續提高，此時的轉子溫度距離額定負荷下額定功率因數時還相差較遠，模擬沒有達到預期的發電機轉子溫升效果。

隨后，按照機組運行的歷史振動數據，首先在低壓轉子與發電機之間的對輪上70°位置首次試加平衡質量700 g，隨后機組啟動并帶負荷、不同工況運行條件下的軸系振動數據見表3、表4。

通過對機組#7，#8軸承的翻瓦檢查及首次動平衡，解決了#6，#7，#8軸承蓋振快速增大的問題，且在額定功率因數0.85的滿負荷工況下，#6，#7，#8軸承處的軸振均明顯降低, 但#5軸承處的軸振較之前有所升高。通過分析發現此時工頻分量所占的比重仍然較高，機組的振動仍有優化的空間。

機組解列, 打閘停機冷卻，使缸溫冷卻到150 ℃以下，重新調整動平衡方案，將低壓轉子與發電機之間的對輪處的平衡重移到110°位置，平衡塊總質量增加到 883 g, 同時為了防止#5軸承處的軸振繼續增大，在B低壓缸#5軸承處末級葉輪處130°位置加平衡質量463 g。重新啟機，軸系各處的軸振和蓋振均達到理想的效果，在滿負荷時不同功率因數條件下軸系振動值的具體數據見表5、表6。

2017-05-08；

2017-07-03

TK 248

B

1674-1951(2017)08-0053-02

滑趙杰(1981—)，男，河北內丘人，高級工程師，工學碩士,從事轉動設備相關工作(E-mail:huazhaojie@chengda.com)。