立式高壓電機軸承振動故障分析與治理

文 學，楊全超，侯曉宇

（福建福清核電有限公司，福建福清 350318）

1 引言

1.1 安噴泵電機簡介

核電廠 1#和 2#機組的4臺安全殼噴淋泵電機（以下簡稱安噴泵電機）由國外供應商制造。電機（軸長2120 mm）通過8顆機座螺栓定位在環形連接板上，環形連接板通過16顆螺栓緊固在方形基礎板上，方形基礎板通過8顆雙頭螺柱緊固于砼中，如圖1所示。安噴泵電機的主要參數見表1。

圖1 安噴泵電機布置圖

表1 電機主要參數

1.2 故障概述

核電廠4臺安噴泵電機在空載試車時，均產生不同程度的振動值超標故障。測試分析發現，4臺電機振動故障有以下共同特點:

（1）故障階段:電機空載試車。

（2）故障位置:非驅動端軸承。

（3）故障方向:均表現為單一徑向（水平方向）振動值超標。設備故障期間的振動烈度如表2所示。

表2 安噴泵電機故障振動烈度

2 安噴泵電機振動故障原因分析與處理方案

電機振動故障的原因和機理錯綜復雜，為準確診斷故障根本原因，采用根本原因分析[1]技術（Root Cause Analysis，RCA）和頻譜分析等手段，以保障故障分析的準確性和正確性。

2.1 RCA簡介

RCA根本原因分析通過一系列系統化、邏輯化和規范化的分析診斷設備的故障機理和根本原因，據此制定科學合理的處理方案，以徹底消除設備故障并恢復設備功能的方法。RCA的主要流程如圖2所示。

2.2 頻譜分析

采用EMERSON CSI2130機械狀態分析儀獲取4臺電機的頻譜圖，發現具有相似性:均為單一徑向（水平方向）振動值超標，垂直和軸向振動值較小等。以1EAS001MO對應頻譜圖為例分析，如圖3所示。

圖2 RCA主要流程

圖3 1EAS001MO電機軸承故障方向振動頻譜圖

依據故障頻譜圖，對4臺電機軸承振動分析如下。

（1）故障頻譜圖呈唯一突出的25±0.05 Hz分量，其他分量極小。

（2）激振力不隨轉子旋轉而變化（單一徑向振動值超標），即本故障為定向振動故障。

（3）故障頻率與轉子工頻接近，即本故障為工頻振動故障。

根據實踐經驗及同行研究[2-4]，列寫故障的可能原因（故障模式）有:電氣故障、軸彎曲、軸承缺陷、轉子不平衡、冷卻水管載荷、冷卻器偏置、基礎缺陷和共振。

2.3 根本原因分析

根據前述故障模式，結合振動理論和現場測試，診斷振動故障的根本原因。

2.3.1 電氣故障分析

現場采用斷電法[5]監測電機斷電后振動值未明顯立即降低，檢查電氣接線等正確。判定電氣故障不是根本原因。

2.3.2 軸彎曲分析

軸彎曲產生的振動故障常表現為:徑向和軸向振動均較大；頻譜圖顯示工頻及其二倍頻（或多倍頻）等成分。上述特征與現場實際情況不符。判定軸彎曲不是根本原因。

2.3.3 軸承缺陷分析

因軸承部件缺陷導致的振動故障，一般會產生對應的特征頻率[6]。依據軸承型號（7319BECBM），查閱SKF公司軸承手冊[7]獲取軸承參數，計算該軸承的特征頻率如表3所示:

表3 軸承部件缺陷特征頻率計算

式中z——滾動體數量，個

n——軸轉速，r/min

D——軸承節圓直徑，mm

d——滾動體直徑，mm

α——公稱接觸角，rad

分析表3可知:部件缺陷特征頻率及其倍頻未出現在頻譜圖中。現場檢查軸承噪聲、溫升和潤滑正常。判定軸承缺陷不是根本原因。

2.3.4 轉子不平衡分析

故障為定向振動故障（單一徑向振動值超標），即激振力不隨轉子旋轉而變化，設備出廠時動平衡試驗合格。而轉子不平衡時激振力（偏心質量的離心力）會隨轉子旋轉而變化，從而一般會導致軸承徑向的水平和垂直方向均產生振動值超標現象。上述現象與現場實際不符，判定轉子不平衡不是根本原因。

2.3.5 冷卻水管載荷分析

分析冷卻水管（不銹鋼管）載荷產生振動故障可能由2方面原因所致:①冷卻器水管安裝不良導致對電機施加過大應力；②冷卻水沖擊力過大所致。采取以下措施驗證。分析表4可知:冷卻水管載荷不是根本原因。

表4 檢查冷卻器水管載荷因素的措施與效果

2.3.6 冷卻器偏置分析

電機冷卻器（滿水時502 kg）偏置在電機一側，可能使電機地腳螺栓受力不均產生搖擺等導致振動故障。通過對電機冷卻器增加臨時支撐，振動值仍未降低。判定冷卻器偏置不是根本原因。

2.3.7 基礎缺陷分析

經核查設備運行維護手冊[8]后發現:電機的機座螺栓、連接板螺栓和基礎板螺栓在手冊中存在不同的力矩值標準，如表5所示。分析表5，發現供貨商C版標準（現行采用）的力矩值較小，可能導致螺栓緊固不足產生松動，從而導致振動故障。

表5 設備運行維護手冊中的力矩值 （N·m）

鑒于電機結構和故障特征等的相似性，從1EAS001MO著手進行地腳螺栓力矩調整以探究故障原因，如表6所示。分析表6可知:①地腳螺栓力矩值增加而振動值未減小(且增大)，故排除了螺栓緊固不足導致振動故障的分析；②振動值隨螺栓力矩增大（減小）而顯著增大（降低），這符合地腳螺栓虛腳或底板變形等導致的振動故障特征。綜上分析可知:根本原因之一是基礎缺陷（地腳螺栓虛腳或底板變形）

表6 1EAS001MO地腳螺栓力矩調整后的振動值

2.3.8 共振機理分析

盡管電機出廠時已驗證動平衡試驗合格（G2.5），但轉子系統各微元的質心不可能絕對處于回轉中心線上，在轉子旋轉過程中會產生周期性的激振力（偏心質量的離心力），在電機基礎缺陷或支撐剛度不足等情況下，可能由于激發起一定程度的共振而導致系統振動值超標。依據牛頓第二定律，分析轉子的共振機理，如表7所示:

式中M——電機質量，kg

m——偏心質量，kg

x——振動位移，m

C——阻尼系數，N·s/m

K——剛度，N/m

e——偏心距，m

ω——轉子旋轉圓頻率，rad/s

φ——初相位角，rad

分析表7可知:

表7 共振機理分析

（1）轉子固有的微元質心偏差導致周期性振動，頻率為工頻。

（2）振幅A隨剛度增大而變小，在ω0與ω相等時，A最大（共振）。

對電機進行敲擊試驗，得出一階固有頻率為24.7 Hz，與工頻相近。

綜上分析可知:根本原因之一是共振。

2.4 故障處理方案

根據前述根本原因分析并結合振動故障處理經驗，分析故障的主要處理方案如表8所示:

表8 故障根本原因及對應處理方案

3 安噴泵電機振動故障處理

根據前述故障根本原因分析與處理方案，結合現場實際工況，分別對4臺電機進行調整和驗證。

3.1 1EAS001MO電機振動故障處理

根據前文地腳螺栓虛腳的原因分析和處理方案①，對本電機進行虛腳檢查與消除處理，主要過程如下:

（1）標記。將電機座和連接板法蘭面分別等分為16個測點并標記（兩法蘭面的測點應在法蘭就位時重疊）。

（2）架表。架百分表于電機聯軸器（泵聯軸器）測量電機座法蘭面（連接板法蘭面）跳動并記錄。

（3）計算。將電機座法蘭和連接板法蘭重疊位置的測點數值分別求代數和Xi，其中最大值為Xmax，則任一測點虛腳（間隙）值為Xj。

Xj=Xmax-Xi

（4）墊實。根據計算的虛腳值，添加對應厚度（Xj）的墊片。

重新進行電機空載試車，非驅動端軸承最大振動值為1.8 mm/s。消除電機座地腳螺栓的虛腳后，1EAS001MO振動值合格。

3.2 1EAS002MO電機振動故障處理

按照方案①處理1EAS002MO，故障無法消除，甚至振動值一度達11.3 mm/s。據前文分析，判斷1EAS002MO電機存在底板變形。經檢查電機底板，得出如下可能導致振動值超標的因素:

（1）法蘭翹邊。檢查發現連接板與電機座配合法蘭面、基礎板與連接板配合法蘭面均存在一圈0.10 mm的翹邊（如圖4示）。翹邊使法蘭面地腳螺栓產生虛腳，還使得法蘭過度擠壓而導致振動故障。

圖4 1EAS002M0底板法蘭面翹邊示意圖

（2）原法蘭墊片選型不合理。檢查發現上述法蘭的非石棉墊片（KLINGERSIL C4430）質地較硬，且墊片部分區域已被擠壓損壞（表明法蘭配合不均），即該墊片不能將地腳螺栓虛腳充分填充。

為此，分析1EAS002MO振動故障主要處理方案為:機加工（②）和添加減振墊片（③）。盡管方案②可一次性消除缺陷，但根據現場進度等綜合考慮，本故障采用方案③處理。

經對比分析論證，選定了GORE膨化聚四氟乙烯墊片。該墊片具有普通聚四氟乙烯使用范圍廣等優點，摒除普通聚四氟乙烯硬度過大等缺點，具備良好的柔韌性和抗蠕變性、壽命長、減振效果好等優點[9-11]。根據方案③，在配合法蘭面處分別添加一圈2.5 mm厚GORE墊片。將電機重新空載試車，非驅動端軸承最大振動值為0.6 mm/s。添加減振和補償墊后，1EAS002MO振動值合格。

3.3 2EAS001MO電機振動故障處理

參照前述處理經驗，對2EAS001MO電機基礎進行檢查后發現:電機基礎板法蘭端面跳動超標（最大0.38 mm），如圖5所示。

基于施工質量和工程進度等綜合考慮后，故障采用方案②處理。將法蘭進行機加工后最大端面跳動為0.02 mm。電機重新空載試車，非驅動端軸承最大振動為2.0 mm/s。底板法蘭機加工后，2EAS001MO電機振動值合格。

3.4 2EAS002MO電機振動故障處理

2EAS002MO電機參照前文所述方法進行基礎板法蘭機加工等處理后，故障仍未消除。結合前文分析可知:消除電機基礎缺陷后可能還存在共振現象。為此，采用方案④處理。在冷卻器進出口冷卻水管分別加設支撐，以此增加電機（特別是非驅動端軸承室）的安裝剛度，減小振幅。重新空載試車，非驅動端軸承最大振動值為2.5 mm/s。冷卻水管加設支撐（方案④）后，2EAS002MO電機振動值合格。

圖5 2EAS001MO電機基礎板法蘭端面跳動值（mm）

4 結束語

綜上所述，采用頻譜分析等手段，采樣顯示，頻譜圖均呈唯一突出的工頻故障分量，轉子不平衡、軸彎曲、地腳螺栓虛腳等均可能導致工頻振動故障。結合根本原因分析（RCA）、頻譜分析和現場反復驗證，依次排除了軸彎曲、軸承缺陷、轉子不平衡、冷卻水管載荷、冷卻器偏置等因素，判定導致軸承振動超標的原因是基礎缺陷（地腳螺栓虛腳或底板變形）和共振共同作用的結果。結合現場反復測試和驗證，制定科學合理的解決方案，最終成功解決電機振動高問題。主要得出如下結論:

（1）核電1#和2#機組4臺安噴泵電機非驅動端軸承徑向振動值超標的主要原因是法蘭平面度超差（制造質量）、地腳螺栓虛腳（安裝質量）和共振（技術設計）共同作用的結果。

（2）加強設備設計和選型等環節的審查監管，從源頭上提高設備可靠性水平。

（3）加強設備的監造管理力度，提高設備制造質量水平；加強設備安裝管理，防止安裝缺陷導致設備故障發生。