9FA燃機汽缸錯位分析

董光明 張國平 潘小豐

摘 要：針對某9FA燃機A修后#4軸承振動異常問題，從振動特性展開分析，深入研究#4軸承所在的高、中壓缸A修過程的檢修工藝，最終確定原因為檢修工藝上合缸的順序不合理，通過調整下缸高度，成功解決了此重大缺陷。并為類似機組的振動異常分析和檢修工藝提供參考。

關鍵詞：9FA燃機；高、中壓缸；振動；A修；檢修工藝

中圖分類號：TK411+.2 文獻標志碼：A 文章編號：2095-2945（2018）30-0114-04

Abstract： In view of the abnormal vibration of #4 bearing after A repair of a 9FA gas turbine， this paper analyzes the vibration characteristics of #4 bearing and studies the repair process of high and medium pressure cylinder A repair of #4 bearing. The final reason is that the sequence of overhauling process is unreasonable. By adjusting the height of the lower cylinder， the major defect was successfully resolved. It also provides a reference for the abnormal vibration analysis and maintenance technology of similar units.

Keywords： 9FA gas turbine； high and medium pressure cylinder； vibration； A repair； repair technology

引言

某電廠燃汽輪發電機組選用美國GE公司與哈爾濱電氣集團聯合生產的PG9315FA型燃汽輪機、D10型三壓再熱系統的雙缸雙流式汽輪機、390H型氫冷發電機。本文針對某9FA燃機A修后#4軸承振動異常問題，從振動特性展開分析，深入研究#4軸承所在的高、中壓缸A修過程的檢修工藝，通過現場調查、數據分析、文獻研究等方法，梳理可能造成機組振動異常的原因，最終確定原因為檢修工藝上合缸的順序不合理，通過調整下缸高度，成功解決了此重大缺陷。

1 燃氣輪機簡介

某電廠單軸聯合循環機組燃汽輪機、蒸氣輪機和發電機剛性的串聯在一根長軸上（圖1），燃汽輪機進氣端輸出功率，軸配置為GT-ST-GEN（燃機-汽機-發電機）轉速3000r/min。燃汽機組主軸分為四段：燃機壓氣機轉子、高中壓轉子、低壓轉子、發電機轉子，均為整鍛實心轉子，每段轉子均由兩個徑向軸瓦支撐。

2 修后歷次啟動過程

2.1 第一次啟動

機組啟、停階段3000rpm臨界時振動（表1），其中#3相位發生較大變化、#4瓦振動大，該兩瓦屬于高中壓轉子兩端的軸承，兩瓦的振動在停機時明顯大于啟機，頻譜為一倍頻，屬于普通強迫振動中的動靜碰磨。

2.2 第四次啟動

機組啟、停階段3000rpm臨界時振動（表2），其中#3相位發生較大變化、#4瓦振動大，該兩瓦屬于高中壓轉子兩端的軸承，兩瓦的振動在停機降速時明顯大于啟機升速，頻譜為一倍頻，屬于普通強迫振動中的動靜碰磨，產生一定量彈性熱變形。

3 振動原因及處理措施建議

3.1 振動原因分析

綜上幾次啟動，剛定速時各瓦振動良好，則轉子原始平衡狀態良好。該機組振動問題表現在空轉下振動爬升，空轉下振動屬于不穩定普通強迫振動，造成空轉振動爬升是由不穩定激振力造成的，根據歷次啟動振動特點，判斷不穩定激振力是由機組動靜碰磨造成的。

動靜碰磨按摩擦方向分兩種，一種為軸向碰磨，另一種為徑向碰磨。定速運行，#3、#4振動波動較大，振幅增大過程中相位連續增大，由于轉子撓性，振動高點滯后于不平衡處，振動高點處碰磨產生的附加彎曲與原始不平衡疊加，振動高點逆轉向移動，故造成振幅增大同時，相位也逆轉向，即相位增大。停機降速過程中#3、#4振幅皆較升速過程大得多，低速盤車后晃度恢復，轉子振動大是因為轉子臨時熱彎曲造成的，造成熱彎曲的原因為徑向碰磨。

3.2 碰磨產生的原因分析

3.2.1 管道布置示意圖

高、中壓缸高壓主蒸汽一路（圖2），再熱蒸汽兩路（圖3）。注：X向指向固定端；Y向為汽機指向鍋爐端；Z向為豎直向上。閥門處均安裝的為恒力吊架。

3.2.2 狀態描述

汽缸變形狀態情況描述：#2機高中壓缸于大修開缸，開缸后進行通流間隙的測量記錄。（當時系統狀態是高中壓缸連接的管道及閥門都未進行工作）檢修過程中按汽缸檢修標準進行各部位的間隙的調整，達到制造廠家設計時的值。（當時系統狀態是高中壓缸連接的管道未改變，但一個高壓主汽門和兩個中壓主汽門的閥門大蓋和閥芯及閥門控制的上下油動機都因檢修需要移除）最后到蓋缸時發現通流間隙的徑向間隙發生變化。

檢查原因分析發現蓋缸的過程工序是第一天通流間隙測量好后，數據合格封缸。第二天合上缸，在合上缸前進行最后的間隙檢驗過程中發現通流間隙的徑向間隙發生變化，期間只有安裝一個高壓主汽門和兩個中壓主汽門的閥芯和閥門大蓋，造成了高中壓汽缸在高中壓汽缸中部進氣管道聚集部位的嚴重變形（表3），詳見不同階段高壓部分級阻汽片右（南）間隙對比。

高壓主汽管道上一組高主閥，高溫再熱蒸汽管道上兩組中聯閥，3組閥門重量各約3t左右，拆裝閥門時對管道位移影響較大，列舉部分吊架狀態（圖4）。

管道發生較大位移將對汽缸接口處產生附加的端口推力/推力矩，通過上述汽缸變形情況描述可知，附加端口推力/推力矩可能會對汽缸變形產生一定的影響，因缺少詳細計算數據，在此無法對準確推力/推力矩進行計算，以下僅定性進行推測描述，不做定量分析。

4 工況設定

在停機檢修期間假定如下五個工況（圖5）。狀態1與狀態2條件為標準設計狀態，管道/閥門重量與支吊架承載相匹配，管道對汽缸的端口推力/推力矩很小。

狀態3條件下，閥門已拆卸，管道/閥門重量減小，支吊架承載不變（恒力吊架載荷不隨位移變化），相當于管道給汽缸一個X向的作用力（端口推力），推動下半側缸體X向變形，此時隔板和軸封體中心線跟隨缸體一起X向偏移。

狀態4準備扣缸，為匹配主軸間隙，-X向移動隔板和軸封體，保證此時隔板和軸封體中心線和主軸中心線一致。

狀態5時，閥門重新安裝（管道/閥門系統重量增加），在汽缸接口產生一個-X向的作用力（端口推力），將拉動下半側缸體-X向變形（缸體回到正常狀態），此時隔板和軸封體中心線跟隨缸體一起-X向偏移，造成隔板和軸封體中心線-X向偏離主軸中心線。

5 結束語

上述情況產生的原因主要是由于拆裝主汽門/中聯門引起管道位移較大造成的，在該設計中主汽門/中聯門處均布置的是恒力吊架，未固定其豎直向位移。對于端口推力/推力矩，在設計中一般僅考慮正常工況下（停機冷態、運行熱態）的端口推力計算，并確保端口推力/推力矩在合格范圍內，并未考慮檢修中閥門拆卸狀態下的端口推力/推力矩分析。對于固定式主汽門/中聯門，檢修拆卸閥門對于管道位移沒有影響，也不會導致端口推力/推力矩改變，而對于本廠的自由式主汽門/中聯門，則會對導致端口推力/推力矩變化，進而推動汽缸變形。

上述問題主要是高、中壓隔板阻汽片和汽軸封（北上1、2點鐘方向）擦碰，考慮到阻汽片隨著磨損厚度會增加1-2mm，造成碰磨到合適位置困難，機組啟動時振動無法消除。最后通過間隙分析，調整汽缸整體高度，讓汽缸抬高0.10mm。隨后開機試驗，#3、#4振動下降，其余軸承振動上升，通過臨界至機組升速至3000rpm，振動逐漸回落至設計值平穩運行（表4）。

通過這次抬缸調整，消除了高、中壓隔板阻汽片和汽軸封擦碰造成的振動，保證了機組的安全運行，避免機組再次開缸檢修。

參考文獻：

[1]王延博.汽輪發電機組轉子及結構振動[M].北京：中國電力出版社，2016.

[2]潘小豐，楊金星.9FA燃機停機后缸溫異常分析[J].浙江電力，2017.