600MW機組軸系過臨界振動故障處理措施研究

浙江國華浙能發電有限公司 胡劍

600MW機組軸系過臨界振動故障處理措施研究

浙江國華浙能發電有限公司 胡劍

針對某型亞臨界600MW機組啟停過一階臨界時，2號、3號軸承振動過大影響啟機的問題，通過分析認為2號、3號軸承系統的等效剛度相對較弱是主要原因之一。采用針對性措施后，實現了啟動過程中軸振能通過臨界轉速，為同類型機組處理該問題提供一定的參考。

汽輪機；過臨界振動；軸承襯環結構優化；軸承座加固；支承系統等效剛度

軸系過臨界的振動主要與不平衡激振力、系統剛度和阻尼等有關[1-3]。國產某型亞臨界600MW機組軸系啟停機過一階臨界時，存在2號、3號軸承的相對軸振偏大的問題[4-6]（3號軸承尤其突出），甚至影響了機組的正常啟動，造成一定的經濟損失。以下對該型機組軸系2號、3號軸承（這兩個軸承結構相同）的相對軸振難以通過臨界轉速的主要原因進行分析，并介紹利用該型機組的通流改造機會，采取的三項針對性治理措施。尤其是對軸承襯環的優化及軸承座三角支承加固的措施與以往的研究有所不同。

1 該型機組#3瓦過臨界軸振特征

1.1 某電廠2號機組過臨界振動特征

2013年11月18日07:36:00，某電廠的2號機組完成A級檢修后首次沖轉，轉速升至接近一階臨界轉速1600r/min時，3號瓦軸振達到保護值而跳機；隨后兩次沖轉，汽輪機轉速升至1600r/min時，振動保護動作跳機，3Y基頻振幅達到325μm；后對3號瓦進行揭上瓦檢查，對4號瓦翻瓦檢查下瓦烏金情況，拆高中對輪罩檢查對輪螺栓情況，經檢查未見異常。

2013年11月20日，因過臨界的頻率以基頻為主且相位穩定，反映出不平衡質量是主要激振力。采取動平衡方法，以鍵相槽為零點，在3瓦側逆轉動方向340°加配重1180g，在4瓦側逆轉動方向340°加配重1173g。加重后于2013年11月21日2:57:00沖轉，過一階臨界時，3瓦X、Y方向振動分別為156μm、334μm，所以又打閘停機。停機后對中壓轉子進行第二次加配重，在3瓦側120°加配重596g、在4瓦側120°加配重602g。

2013年11月21日16:00:00，汽輪機沖轉過程中3號瓦振動都較平穩，過一階臨界時，3瓦X/Y方向基頻振幅分別為89μm/167μm；轉速升至3000r/min時3瓦X/Y方向通頻振幅分別為66μm/76μm。

表1 某電廠中壓轉子兩側加重的影響系數

圖1 2號、3號軸承及軸承座原結構

動平衡的影響系數見表1，在3瓦側和4瓦側加相同的配重，影響系數差別比較大。雖然4瓦結構與3瓦不同，且4瓦側通過中低對輪與低壓轉子相連之后，對4瓦的軸振有一定的約束作用，使得4瓦側對配重沒有3瓦側那么敏感，但中壓轉子兩端加重的影響系數正常情況下不應該相差那么多，反映出3瓦等效支承剛度較弱使其對不平衡質量很敏感。

圖2 軸瓦襯環優化之前的結構

圖3 軸瓦襯環優化之后的結構

2 故障原因分析

該型亞臨界600MW機組的2號、3號軸承均位于軸承座內，由于軸承座包含2號、3號軸承以及推力軸承，2號、3號軸承靠得很近且結構相同，因結構緊湊而且復雜，空間比較狹小，給現場的檢修和測量工作帶來了一定的困難，容易對檢修的質量造成較大的影響。如果現場檢修過程中未嚴格執行軸承的安裝工藝標準，將會導致2號、3號軸承過臨界的軸振偏大。

多臺該型機組檢修之后，2號、3號軸承過臨界的軸振都是以基頻為主，體現出一階不平衡質量的影響。

另外，中壓轉子是雙分流結構，動平衡過程中在中壓轉子兩側加的平衡塊質量相同，但中壓轉子兩側影響系數的差別比較大（3號和4號軸承的結構并不相同），3瓦的不平衡響應很敏感，可推斷出3瓦的等效剛度偏低，在A級檢修過程中產生一定的不平衡質量后會在3瓦側引起較大的振動。

該型機組2號、3號軸承襯環為四個弧面接觸形式，軸承瓦塊對軸頸的約束下降，是導致2號、3號軸承等效剛度偏弱的其中一個因素（見圖1）。

綜上所述，導致該型機組2號、3號軸承過臨界的軸振偏大的主要原因包括：支承系統等效剛度較弱、檢修后轉子的不平衡質量變化。

3 針對性處理措施及效果

因該型機組要開展通流改造，故利用通流改造機會，對該故障進行治理。

3.1 軸瓦襯環優化

因2號、3號軸承襯環剛度較弱，故采用有限元方法計算軸承支架的變形量，并結合該軸承襯環結構的自身特點，對軸承襯環的結構進行優化。如圖2所示，原襯環為四個弧面接觸形式，安裝應力對原襯環的影響比較大，容易變形。

如圖3所示，軸瓦襯環經過優化之后，增大了襯環的寬度，使襯環整圈外圓接觸。

如圖4和圖5所示，采用有限元方法計算了軸瓦襯環優化前后的變形量。根據有限元計算結果，軸承襯環改用整圈外圓接觸形式后，除確保安裝時襯環外圓受力均勻外，還會進一步限制襯環的變形量，相當于提高了剛度。在同樣給定0.05mm的過盈量的情況下，再加上轉子的靜載和動載，整圈過盈的襯環剛性明顯好于只有四個弧面接觸的原結構。

3.2 軸承座增加三角支承

如圖6所示，改造前2號、3號軸承支承采用的是彈性支承，支承板截面最薄處厚度為41.5mm，軸承座的彈性支承剛度相對較弱，因此在彈性支承的側面增加三角支承，以進一步提高軸承座的剛度。

3.3 提高出廠動平衡要求

圖4 軸瓦襯環優化之前的變形量

圖5 軸瓦襯環優化之后的變形量

圖6 軸承座的彈性支承和新增三角支承

圖7 某電廠2號機改造后通過一階臨界轉速

該型機組通流改造過程中要更換新的汽輪機轉子，故提高新的高、中壓轉子動平衡出廠要求，要求新的高、中壓轉子在制造廠高速動平衡過程中3000r/min下的振動＜1mm/s，過臨界振動小于制造廠標準的三分之一，盡量減小剩余不平衡質量。

3.4 治理效果

以前面的某電廠2號機為例，處理后的軸承振動見圖7，采用針對性措施后，啟機過程中，該機組的振動能通過臨界轉速，其中3瓦過臨界時振動通頻幅值由370μm降低到232μm。

4 結 論

部分600MW機組在啟機過一階臨界時，出現了2號、3號軸承的相對軸振偏大影響機組正常啟動的問題。因此從軸承襯環、軸承座的結構、中壓轉子兩端的動平衡影響系數等方面進行了分析，認為主要原因是2號、3號支承系統的等效剛度較弱、檢修過程中轉子不平衡質量的變化。利用通流改造的機會，采用有限元方法對軸承的襯環結構進行優化，并在軸承座增加三角支承、提高出廠動平衡精度，實現了該型600MW機組啟動過程中2號、3號軸承的相對軸振能通過臨界狀態，為同類型機組處理該問題提供一定的參考。

[1] 張學延.汽輪發電機組振動診斷[M].北京：中國電力出版社，2008.

[2] 張學延，張衛軍，周亮，等.國產600MW超臨界汽輪發電機組振動問題分析及處理[J].熱力發電,2006,35(7):44-47.

[3] 張學延，史建良，李德勇.國產600MW汽輪發電機組振動問題分析及治理[J].熱力發電，2009,38(9):1-6.

[4] 劉樹鵬,王延博,宋文希,等.某電廠600MW機組差脹、振動故障診

斷及處理[J].汽輪機技術,2014,56(6):467-468.

[5] 劉樹鵬,何國安,張學延.某電廠600MW機組振動故障診斷及處理[J].汽輪機技術,2012,54(6):467-468.

[6] 陸頌元.600MW汽輪發電機組振動缺陷剖析[J].汽輪機技術,2008,50(2):131-133.

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