空冷汽輪機機組振動大的原因分析

江向東，王曉建

1 概述

印度某余熱電站空冷汽輪機機組在投產運行后，2號軸承處存在軸振異?，F象，其特征如下：

（1）機組每次啟動，達到額定轉速后，2號軸承處的軸振幅隨時間延長而逐漸增大。

經調整試驗，松開后汽缸右側臺板的聯系螺栓，汽缸座架與臺板隨之出現間隙，2號軸承的軸振幅相應減小。運行中，測量后汽缸右側與臺板的間隙，其最大局部間隙為2.2mm。這表明，機組一直處于后汽缸在左側單獨支撐、右側接觸面一部分懸空的狀態下運行。

機組停運后，后汽缸右側與臺板接觸面的間隙隨著溫度下降而逐漸減小至消除。

（2）機組升負荷過程中，2號軸承處的軸振幅逐漸上升，在接近額定負荷6MW時，振幅加速上升，瞬間超過規范標準規定值（DL 5190.3-2012，電力建設施工技術規范第3部分：汽輪發電機組。見附錄H，大型汽輪發電機組軸振參考標準，雙振幅＜125μm，為合格值）。

經多次改變工況運行證明，每次接近額定負荷時，2號軸承都會出現軸振動異常。機組降負荷時，振幅即隨之減小。

因條件限制，不能測試機組的軸振頻率及相位。表1是不同負荷下各軸承處軸振動值的隨機記錄。

2 機組參數、結構及排汽管道的布置

2.1 機組的參數和結構

額定負荷6MW，進汽參數：溫度325℃，壓強1.25MPa（絕）；排汽參數：壓強0.022MPa（絕）。

2號和3號軸承布置在中間軸承座上，軸承座為獨立的落地式軸承座。前汽缸兩側通過貓爪結構搭在前軸承座上，后汽缸兩側通過后座架，架在左右側后臺板上。整個前、后軸承座和汽缸臺板全部布置在整個底板上。

表1 各軸承沿X、Y兩方向的軸振動值（單位μm，雙振幅）

采用向上的排汽管道結構設計，引排汽出汽機房至空冷凝汽器。

機組設備部分為國內制造。其他如排汽管道系統，包括補償器、支架和空冷凝汽器，全部為印度當地廠家設計和制造。

2.2 排汽管道的布置

（1）排汽管道結構和布置如圖1所示，排汽管道規格為DN1 600mm。從發電機向汽輪機看，在排汽中心線右側約3.31m處，僅設有一個固定支架。在水平布置的波形補償器左側，未設任何形式的支架。

圖1 印度某空冷汽輪機機組（6MW）排汽管道布置

（2）機組排汽管道至固定支架區間，在水平和垂直位置，各布置一個小拉桿軸橫向型的波形補償器。補償器為6（3+3）波。每個補償器上各有4個雙頭螺紋拉桿。在補償器的拉伸和壓縮方向，全部采用雙頭螺紋拉桿及螺母緊固。

3 機組振動故障的影響因素分析

3.1 振動故障的影響因素排查

根據機組實際的振動特征，比較、分析、逐個排查引起機組振動故障的全部因素，找出故障的真正原因，這稱為故障診斷的正向推理方法。

根據上述機組振動的特征，可以較容易排除的影響因素有：

（1）接近額定負荷時，振幅的增加對應負荷的增加。轉速不變，說明這不是因轉子質量不平衡、汽輪機和發電機轉子軸系中心偏差、聯軸器松動等引起的普通強迫類振動。

（2）振幅波動持續時間較短，未出現突變和發散。說明這不是由于動靜摩擦引起的非定常強迫類振動，也不是因油膜震蕩和汽流激振等引起的自激類振動。

（3）振幅與轉子溫度無關，說明這不是因汽輪機轉子和發電機轉子熱彎曲等引起的非定常類強迫振動。負荷增加時，振幅的增大不是突變，說明也不是因電磁力等引起的電磁激振類振動。

（4）接近額定轉速時，振幅不是急劇增大。說明這不是因共振等引起的普通強迫類振動。

3.2 振動故障的影響因素分析

如上所述，機組振幅增大的兩個特征，一是機組定速后，振幅逐漸增大。這時需經過調整聯系螺栓間隙才能維持正常的運行；二是當負荷增加，即水蒸氣流量增加時，對應振幅逐漸增大。顯然，汽缸的熱膨脹值也在增加。分析認為，這與汽缸熱膨脹不暢引起的非定常強迫類振動有關。造成振動故障的主要影響因素如下：

3.2.1 滑銷系統卡澀

滑銷系統的作用是既要使氣缸熱膨脹通暢，又要對膨脹導向，以保證動靜部分間隙穩定。由汽缸結構可知，前汽缸通過兩側的貓爪搭在前軸承座上，前軸承座下與前臺板設有縱銷。后汽缸通過兩側的后座架搭在后臺板上，座架與臺板設有橫銷。汽缸受熱時，是以后汽缸的橫銷為基準，前汽缸通過貓爪向前推動前軸承座前移來釋放熱應力。顯然，如果出現阻礙因素，影響了正?；瑒?，汽缸的熱應力得不到釋放，就會出現彈性位移和變形。目前機組停運至冷態后，后汽缸右側與臺板接觸面的間隙尚可隨著溫度下降逐漸減小至消除，但如果這種異常現象長期存在，汽缸則會出現永久變形，即與轉子的相對位置出現永久變化，不會恢復至正常的相對位置。

根據有關資料，氣缸熱膨脹不暢將導致軸承座剛度降低。其原因是，汽缸的重量通過前軸承座作用在臺板上，熱膨脹時，軸承座與臺板之間產生很大的摩擦力。若膨脹受阻，推力不能克服摩擦力，則汽缸貓爪著力點對軸承座以滑動面為支點產生彎矩。這一作用力會使前軸承座發生傾斜，與臺板接觸面出現間隙，導致軸承座連接剛度降低。

軸承座剛度的降低，會使軸振和軸承座振動都增大，同時還會使振動不穩定。簡述如下：

振幅A與作用在部件上的激振力P、動態放大系數μ成正比，與部件動剛度Kd、部件靜剛度Kc成反比，用公式表示，即

式中，激振力P和轉子各項不平衡力等有關，動態放大系數μ和轉子轉速及自振頻率有關，部件動剛度Kd和軸瓦與軸頸的油膜有關，這三項在機組上始終存在，在這里與振幅增大無關。靜剛度Kc表示部件產生單位位移所需的靜力。由式（1）可知，靜剛度Kc減小，則振幅A會相應增大。

因本機組的汽缸是處于單側支撐運行狀態，所以左右兩側汽缸貓爪傳遞的推拉力不同，從而使軸承座在不同推拉力的作用下，出現圍繞軸承座下縱銷中心線為原點位移的偏轉力矩，導致縱銷與銷槽咬合，增大了汽缸膨脹時的摩擦力，造成膨脹不暢。

膨脹不暢除了導致軸承座剛度降低外，還會引起機組各軸承座之間的相互位置發生變動，出現各軸承的熱態不對中，直接導致轉子中心變動，從而影響整個軸系的穩定性。

同時，由于汽缸的位移，即轉子相對于汽缸發生偏移，也會危及安全運行。

3.2.2 排汽管道系統設置不合理

排汽管道系統設置對機組膨脹有較大影響。汽缸膨脹不暢和管道系統的不合理設置有關。

（1）排汽管道固定支架的設置不正確

如圖1所示，從發電機向汽輪機看，在排汽中心線右側約3.31m處，設有固定支架。此設置會嚴重影響機組運行的熱膨脹。

如上所述，汽缸支撐在前軸承座和后臺板上，以滑動接觸面的位移來消除熱應力。所有與汽輪機連接的熱力管道，不應采用固定支架的設置方法，可以參照國內機組熱力管道的設計。

（2）波形補償器的使用方式錯誤

波形補償器的作用是，依靠波形管壁熱脹或冷縮的彈性變形，來補償機組變工況運行時，由于排汽溫度變化而導致的排汽管道熱脹或冷縮的熱應力影響。

小拉桿軸橫向型補償器結構的作用是，在吸收橫向位移的同時還吸收軸向位移。

運行時，波形補償器的雙頭螺紋拉桿，在拉伸和壓縮方向全部用螺母緊固，完全限制了補償器的彈性變形。

國內補償器廠家要求，此類型補償器的螺紋拉桿不允許承受內壓推力。安裝后務必將螺母松開并離開耳板一段距離。若實際補償量大于設計值，則必須在安裝后拆除螺紋拉桿。補償器的所有活動部件，不得被外部構件卡死或限制其活動部位正常工作。

現場的空冷凝汽器系統廠家要求，補償器螺紋拉桿不允許松開，必須在拉緊狀態運行。因此，在這種使用方式下，波形補償器實際上并沒有起到任何補償作用。

4 機組振動故障的處理

由上述影響因素分析，振動故障明顯是汽缸熱膨脹不暢等問題所造成的，若帶著故障長期運行，將會導致轉子和汽缸的動靜部分摩擦、振幅突變和發散，使故障的處理更為困難，造成更嚴重的損害。故障處理應從以下幾方面進行：

圖2 阿聯酋某空冷汽輪機機組（4.5MW）排汽管道布置

4.1 消除滑銷系統卡澀

修整前軸承座與臺板接觸面，使其接觸和受力均勻，徹底清理縱向銷槽內的鐵垢和表面銹蝕，重新調整縱銷的配合間隙。

4.2 修改排汽管道支架設計

（1）將排汽管道的固定支架改為滑動（或彈簧）支架。

（2）在水平布置的波形補償器左側增加一個滑動（或彈簧）支架。

支架安裝時，不可對補償器施加外力，同時應檢查排汽管道系統，消除所有影響膨脹的固定點。

4.3 調整排汽管道的波形補償器

松開雙頭螺紋拉桿兩側的螺母，保證運行中的波形補償器，不再承受熱膨脹的內壓推力。

機組運行中，經松開垂直布置的波形補償器的螺紋拉桿進行試驗，2號軸承的軸振幅即有明顯下降。運行一段時間后，測量后汽缸右側與臺板的間隙，其最大局部間隙由原來約2.2mm降至約1.1mm。臺板間隙的恢復說明，只有正確使用波形補償器，才能對熱膨脹真正起到補償作用。

機組停機，松開水平位置補償器的拉緊螺栓進行試驗，補償器波形附近在重力作用下出現嚴重的向機組側彎曲低頭現象。這類附加外力導致的變形，補償器是不能承受的。國內設備廠家要求，在補償器上不能有重力加載。補償器與管道的安裝應連接平直，不允許強行對接。

如圖1所示，補償器的左側管道應設置滑動支架，用支架承受重力作用的彎曲應力，再松開補償器的拉緊螺栓。

5 幾點體會

5.1 同類型機組排汽管道的設計參考

阿聯酋某空冷汽輪機機組排汽管道的結構如圖2所示，排汽管道規格為DN1400mm。從發電機向汽輪機看，在排汽中心線左側距排汽中心線3.75m處，右側距排汽中心線2.6m處，各有一個彈簧支架。

機組排汽管道的水平位置，設置了一個橫向大拉桿型的波形補償器，補償器為9（3×3）波。補償器上沿軸向有4個雙頭螺紋大拉桿。橫向大拉桿型補償器結構的作用是吸收管系任意平面內的橫向位移，同時大拉桿還能承受內壓推力。

排汽管道系統的布置、部件均由國內設備廠家設計制造。

在排汽中心線的兩側，水平布置的波形補償器設置了兩個彈簧支架。在汽機房外的水平管道上設置的滑動支架也比較合理，從而保證了排汽管道橫向和軸向的膨脹，機組的運行狀態良好。

經對上述同類型機組的設計選型比較可見，4.5MW機組排汽管道規格為DN1 400mm，波形補償器的支架等設計效果明顯優于上述6MW機組排汽管道規格DN1 600mm支架的設計效果，比較波形補償器橫向補償量的最大值，4.5MW機組也數倍優于上述6MW機組。這說明兩機組的空冷凝汽器廠家對波形補償器疲勞壽命的選取有很大差異。

顯然，國內空冷凝汽器廠家對補償器的選擇更為重視。

5.2 經驗總結

經對印度某余熱電站機組振動故障的分析及試驗處理，得到了處理同類型機組故障的經驗。

通過參考類似機組結構的設計表明，上述機組的部分選型和設計有差錯，機組系統不允許有任何影響膨脹的固定部位。在機組結構設計之初，務必要注意造成機組故障的影響因素，堅持正確的設計理念，對系統的重要部分，一定要有設計選型的決定權。