汽輪發電機軸承振動超標原因分析及解決措施

余占江，張 雷，楊建橋，趙新磊

(平頂山姚孟發電有限責任公司，河南 平頂山 467031)

0 引言

汽輪發電機是汽輪發電機組的重要設備之一，對汽輪發電機組的安全穩定運行有著重要影響。發電機振動狀態是評價機組能否持續可靠運行的重要指標。如果在運行過程中，發電機軸承振動超過允許值，將會造成發電機密封瓦、軸承、軸頸、油檔等設備磨損，導致發電機定子膛內進油、發電機補氫量增大等不良后果，嚴重影響機組的安全運行。因此，在汽輪發電機組運行的過程中，發電機的軸承振動值要保持在運行標準范圍內，避免發電機出現異常。

水-氫-氫型發電機采用端蓋式軸承，發電機在運行過程中振動的原因有2個方面：一方面是發電機定子在運行時承受鐵芯傳來的電磁振動;另一方面是承受轉子不平衡產生的機械振動。另外，如果發電機座底腳承載狀態不理想，也會使發電機在運行時產生較大的振動。

因此，在汽輪發電機組運行時，要保證發電機定子負荷分配在標準范圍內。

1 機組概況

某600?MW汽輪機為哈爾濱汽輪機有限責任公司與三菱公司聯合設計的超臨界、一次中間再熱、單軸、三缸、四排汽凝汽式汽輪機，其型號為CLN600-24.2/566/566;發電機為哈爾濱電機廠有限責任公司制造的QFSN-600-2YHG型三相交流隱極式同步汽輪發電機。

汽輪發電機組共8個軸承，如圖1所示。其中1，2號軸承為高中壓轉子支撐軸承，3，4號軸承為低壓I低壓轉子支撐軸承，5，6號軸承為低壓II低壓轉子支撐軸承，7，8號軸承為發電機轉子支撐軸承。發電機的2個軸承采用端蓋式軸承，即端蓋上設有軸承座，由端蓋支撐軸承載荷。該軸承采用下半2塊可傾式軸瓦，能自調心，穩定性強，抗油膜擾動能力強。

該機組于2007年投產，自2014年12月以來發現發電機7，8號軸承振動較大。在機組運行過程中，隨機選取發電機在不同負荷下7，8號軸承的振動值作為代表，具體振動值如表1所示。

圖1 汽輪發電機組軸系示意

表1 6號發電機軸承振動值

電力行業標準DL/T?5210.3—2009對轉動機械軸承振動情況的相關規定如表2所示。

表2 機械軸承振動標準

結合上述振動標準可以看出，6號發電機運行過程中軸承振動值不在運行標準范圍內。

2 發電機軸承振動的原因分析

在汽輪發電機組運行過程中，造成發電機軸承振動的因素很多。

(1)?發電機氫氣壓力低，發電機內部氫氣量不足，不能對發電機的定子鐵芯和轉子起到充分的冷卻作用，造成發電機轉子鐵芯過熱而發生熱彎曲，導致發電機軸承振動過大。

(2)?發電機氫氣冷卻器冷卻效果差，發電機內部氫氣溫度增高，不能充分冷卻發電機定子鐵芯和轉子，造成發電機轉子鐵芯熱彎曲，導致發電機軸承振動大。

(3)?汽輪發電機組轉子質量不平衡，轉子在高速旋轉過程中產生過大的離心力，對軸承產生的激振力引起軸承振動。

(4)?機組軸系中心差引起機組軸振大，從而造成發電機軸承振動大。

(5)?機組負荷變化使發電機轉子產生了熱變形，引起轉子熱態不平衡，造成發電機軸承振動大。

(6)?汽機房室溫不穩定，引發發電機膨脹不均，最終導致發電機軸承振動大等。

以下結合本機組的實際運行情況，分析造成發電機軸承振動大的具體原因。

2.1 汽輪發電機組軸系中心差

當6號機組停運后，在全實缸狀態下對6號發電機組軸系中心數據進行測量，具體測量結果如表3所示。

表3 汽輪發電機組軸系中心數據

雖然機組軸系中心數據中存在個別數據超標的情況，但機組運行數據顯示：機組運行過程中發電機軸振7X，8X，7Y，8Y在54—108?μm內的變化，軸振是在合格范圍內(大型汽輪發電機組軸振合格值小于125?μm)。另外，發電機7，8號軸承下半采用2塊可傾式軸瓦，能自調心，穩定性強，抗油膜擾動能力強，因此不存在機組軸系中心對發電機7，8號軸承的振動影響情況。

2.2 滑銷系統間隙異常

滑銷系統為汽輪發電機組運行過程中的均勻膨脹提供保障。發電機的滑銷系統由2個縱銷和2個橫銷構成，分別控制發電機橫向和縱向膨脹。因發電機橫向膨脹較小、軸向膨脹較大，機組運行后發電機縱銷兩側間隙會發生變化，影響發電機軸向膨脹。如果機組在運行中滑銷系統工作異常，不能使發電機均勻膨脹，導致發電機內部間隙及設備載荷分配不能滿足機組運行要求，機組在運行中將會出現異常振動。為了避免由于滑銷系統工作異常導致發電機軸承振動超標，對發電機的滑銷系統的配合間隙進行了檢查，結果如表4所示。

從表4數據可以看出，發電機滑銷系統配合間隙在標準范圍內(制造廠對滑銷系統配合間隙要求為：0.04—0.08?mm)，因此可排除滑銷系統間隙異常引起發電機軸承振動這一原因。

表4 發電機滑銷系統配合間隙 mm

2.3 發電機定子載荷分配不均

機組在運行過程中，其發電機定子振動值通常應在 10?μm 內。

對發電機定子振動情況進行測量，發現發電機定子的振動值較大(如圖2，3所示)，這是由于發電機定子載荷分配不均勻造成的。由此確定，發電機定子載荷分配不均是導致機組運行中軸承振動超標的原因。

圖2 發電機底座垂直方向振動(左側)

圖3 發電機底座垂直方向振動(右側)

3 解決方案

所謂載荷分配，是指按制造廠提供的數據將發電機重量合理地分配到承力面上。在發電機安裝、檢修過程中，應檢查發電機、軸承座、臺板等結合面的間隙、接觸是否均勻。但是，即便接觸均勻也不能說明發電機定子的載荷分配合理均勻，應按照制造廠設計要求對發電機承力面載荷分配情況進行檢查和調整。

對汽輪發電機組承力面載荷分配檢查和測量的主要方法有：測力計法、貓爪垂弧法和抬差法。測力計法最為準確，測量結果也更直觀，但測量工作過程較為復雜。抬差法與貓爪垂弧法原理相同，過程相似。目前，施工中較為普及的是貓爪垂弧法，其測量過程簡單、操作也較為容易；但由于發電機定子面積較大，在發電機載荷分配試驗中測量結果不準確。

3.1 測量發電機定子載荷

根據實際情況和制造廠設計，選用抬差法，分別對發電機勵端、汽端的載荷進行分配，分配方法如下。

(1)?將發電機滑銷全部取出，排除發電機外部影響。

(2)?在發電機機座四角結合面各安裝1塊0—10?mm百分表，并加1.0?mm不銹鋼臨時測量墊片(尺寸：300?mm×300?mm)，將百分表調整至中間刻度5.0?mm。開展汽端定子載荷分配試驗時，應先緊固勵端螺栓，松開汽端地腳螺栓：將發電機汽端右側頂起1.5?mm，取出該側臨時測量墊片，同時記錄左側百分表讀數Ha；恢復右側臨時測量墊片，百分表讀數恢復定值(5.0?mm)。在試驗中，用200?t的液壓千斤頂頂升，完成墊片的添加、撤出。

(3)?將發電機汽端左側頂起1.5?mm，取出該側臨時測量墊片，同時記錄右側百分表讀數Hb；恢復左側臨時測量墊片，百分表讀數恢復定值(5.0?mm)。

(4)?兩側抬升值偏差應符合制造廠及國家規范，滿足要求|Ha-Hb|≤0.10?mm。

(5)?勵端的載荷分配的測量方法與汽端負荷分配的測量方法相同。

(6)?按照上述步驟，對發電機載荷的實際分配情況進行測量，并對試驗結果進行記錄。

按照上述方法，分別對發電機勵端、汽端負荷進行測量，結果如表5所示。

表5 發電機調整前載荷分配情況 mm

對發電機載荷分配的3次測量結果進行計算，如表6所示。

從表6可知，勵端3次測量結果均不符合|Ha-Hb|≤0.10?mm的要求，勵端右側偏輕。為了使發電機定子載荷分配滿足要求，應對發電機的勵端載荷進行調整、重新分配。

表6 發電機調整前|Ha-Hb|計算情況 mm

3.2 載荷分配調整

載荷分配的偏差通過加減發電機定子與臺板之間支撐墊片的厚度來調整，使之最終滿足標準要求。加減墊片厚度時，應遵循同端左右兩側墊片“一側減，一側加”的等量調整原則。

如需單側調整應綜合考慮發電機轉子的中心位置，應保證其相對中心位置和端蓋橫向水平在設計要求范圍內。

經過對發電機定子載荷分配多次調整，最終在勵端右側增加0.15?mm墊片，并對發電機的載荷分配進行最終測量，測量數據如表7所示。

表7 發電機調整后載荷分配情況 mm

對發電機載荷分配調整后的3次測量結果進行計算，如表8所示。

表8 發電機調整后|Ha-Hb|計算情況 mm

從表8可以看出，調整后的勵端和汽端3次測量結果均符合|Ha-Hb|≤0.10?mm的要求，表明發電機定子載荷分配已滿足要求，并在機組運行后對發電機軸承振動進行測量，予以驗證。

3.3 效果驗證

通過對6號發電機載荷重新分配調整，消除了發電機定子載荷分配不滿足設計要求的情況。在6號機組運行后，根據運行數據查到發電機在不同的負荷下7，8號軸承振動值如表9所示。

表9 發電機定子載荷分配調整后7，8號軸承振動值

從以上結果可以看出，發電機軸承振動值與發電機定子載荷調整前的振動數值比較，載荷分配調整后發電機7，8號軸承的振動明顯減小，而且發電機軸承振動值在良好范圍內。

4 結束語

600?MW汽輪發電機組在運行過程中出現了發電機7，8號軸承振動超標問題，通過發電機定子載荷分配試驗，分析試驗數據得出發電機勵端右側載荷分配偏輕。經過測量、調整，最終在發電機勵端右側增加0.15?mm墊片后，測得發電機定子載荷分配滿足要求。當機組投入運行后，機組負荷在600?MW時，發電機7號軸承振動值為21?μm，8號振動值為25?μm，發電機軸承振動處于良好范圍，保證了機組的安全穩定運行。同時，為了保證機組長周期安全穩定運行，建議在發電機定子振動異常的情況下，在端蓋式發電機A級檢修時，調整轉子中心并開展發電機定子載荷分配試驗。