核電廠汽輪發電機組軸承振動高分析與處理

賈凱利， 黃前進， 蔡勇軍

(1. 中廣核核電運營有限公司， 廣東深圳 518124；2. 大亞灣核電運營管理有限責任公司， 廣東深圳 518124)

某核電廠啟機過程中11號軸承振動高，對其進行原因分析時發現可能是套裝靠背輪松動或靠背輪螺栓緊力不均勻導致振動高。筆者從理論上按材料彈性變形范圍計算靠背輪端面瓢偏引起大軸彎曲對振動的影響，從單一螺栓失去緊力分析計算靠背輪螺栓緊力不均對振動的影響，以及實施不同位置模擬加重對振動的影響，結合大修停機檢查數據分析，找出引起軸承振動高的根本原因，并依此制定了處理方案。

1 機組概況

該核電廠安裝了2臺英國產沖動式汽輪機機組，額定功率為983 MW[1]，1994年投產。機組由1臺雙流高壓缸、3臺雙流雙排汽低壓缸、1臺發電機和1臺勵磁機及尾端電動盤車組成，軸系總長約為50.5 m；高壓缸為單層缸，低壓缸為雙層缸結構，發電機為水氫氫冷卻，勵磁機為空氣冷卻；整個軸系由12個徑向瓦和1個推力瓦組成，1～10號徑向瓦為圓筒瓦，11、12號為可傾瓦。機組振動要求為：1～12號軸承振動報警值為135 μm，建議打閘值為185 μm，絕對打閘值為250 μm。

汽輪發電機組軸系振動測點布置見圖1。

圖1 汽輪發電機軸系振動測點布置圖

11號軸承為勵磁機前軸承，勵磁機整體結構從前向后主要由轉子大軸、套裝靠背輪、副勵磁機、11號軸承、主勵磁機、旋轉整流器、滑環、12號軸承及盤車短軸組成。勵磁機前靠背輪采用加熱后套裝裝配工藝(簡稱熱套)，結構見圖2，裝配后對靠背輪前后端面車削加工確保與大軸垂直。勵磁機與發電機靠背輪(簡稱勵發靠背輪)通過剪切套和螺栓連接。

圖2 勵磁機前靠背輪結構圖

2 存在的問題

2016年5月27日該核電廠2號機組第18次大修后沖轉至3 000 r/min，10號軸承振動、11號軸承振動的振幅及相位與歷史基本一致，振動處于良好水平。機組超速試驗后再次升至3 000 r/min，振幅和相位都有些變化，并網后11號軸承振動快速升至177 μm并居高不下，機組功率達到740 MW時，發電機轉子熱不平衡開始發揮作用，10號軸承振動、11號軸承振動同時降低，隨后又快速大幅上漲，其間相位也大幅變化。機組功率升至828 MW時，發電機轉子膨脹受阻又逐漸釋放，機組滿功率后，10號軸承振動、11號軸承振動均穩定在良好值。振動與功率曲線變化過程見圖3，機組各個功率平臺振動和相位數據見表1，振動矢量變化見圖4(□、〇、△分別為10號軸承振動、11號軸承振動、12號軸承振動，振動狀態選取表1中1、5、7、9 4個工況點用線條連接起來)。

圖3 機組開機過程10號軸承振動、11號軸承振動的振幅隨功率變化情況

表1 各個階段振動數據μm∠(°)

工況機組狀態10號軸承振動11號軸承振動12號軸承振動1汽輪機首次沖轉至3 000 r/min79∠6352∠7427∠3302汽輪機2次超速后再達3 000 r/min86∠7471∠10340∠3383機組并網前刻87∠6589∠10145∠3324機組功率為102 MW85∠61157∠11372∠3285機組功率為669 MW92∠63171∠12086∠3366機組功率為796 MW19∠29289∠4528∠2897機組功率為800 MW84∠259164∠838∠2238機組功率為838 MW67∠259170∠1643∠2329機組功率為986 MW23∠9357∠9135∠338

圖4 升功率期間發電機、勵磁機振動矢量軌跡圖

由圖3、圖4及表1可得11號軸承振動的特征：(1)機組超速試驗后幅值和相位都有輕微改變；(2)初期隨勵磁電流、并網和功率增加振動迅速增加，有時滯現象；(3)中期發電機轉子熱不平衡影響開始前，11號軸承振動始終維持在高位，隨勵磁電流和功率增加變化不顯著；(4)從頻譜上看，11號軸承振動以1倍頻工頻振動為主，并伴有少量2倍頻和3倍頻分量；(5)11號軸承振動大幅上升過程中，10號軸承振動、12號軸承振動也有一定變化，但不明顯；(6)對11號軸承座和勵磁機臺板振動檢查無異常。

3 原因分析及處理結果

該機組一直存在發電機轉子熱不平衡問題，近些年每次開機升功率到700 MW以上時10號軸承振動的振幅和相位都會大幅變化，只是此次熱不平衡變量是歷史熱不平衡變量的2倍以上，筆者著重研究機組沖轉至升到700 MW功率間勵磁機11號軸承振動高問題。

由圖4可見：機組首次沖轉至3 000 r/min到669 MW，11號軸承振動矢量變化128 μm∠128°，12號軸承振動矢量變化47 μm∠335°，方向幾乎相反，這與勵磁機轉子主要為二階振型特征相符，但11號軸承振動變化量為12號軸承振動的2倍以上。此外，11號軸承振動大幅上升時，10號軸承振動也有12 μm∠60°小幅上漲，這個過程與10號軸承振動歷史上熱不平衡變化方向247°相差幾乎180°，是歷次10號軸承振動對11號軸承振動影響的反向過程，但由于勵磁機轉子質量小，所以勵磁機轉子對發電機的影響遠小于發電機對勵磁機的影響。上述現象表明問題在勵磁機轉子前半段，主要部件包含套裝靠背輪、導電桿、副勵磁機、11號軸瓦、主勵磁機；通過對各部件失效及其振動表現詳細分析，大多數原因被排除。筆者重點研究靠背輪松動和靠背輪螺栓緊力不均勻，結合大修中檢查發現的異常進行深入分析。

3.1 勵發靠背輪連接狀態下晃度和同心度測量結果

大修停機后，測量勵發靠背輪連接狀態下晃度，發電機側最大晃度為0.118 mm，勵磁機側最大晃度為0.13 mm，晃度高點在靠背輪12號螺栓前后，通常靠背輪連接狀態下晃度≤0.05 mm，發電機、勵磁機軸頸位置晃度均<0.01 mm(標準要求≤0.01 mm)。測量勵發靠背輪同心度為0.048 mm(標準要求≤0.018 mm)；軸頸同心度為0.006 5 mm(標準要求≤0.01 mm)。連接晃度超標可能與靠背輪瓢偏有關。對于同心度超標問題，假設軸頸和靠背輪同心度都產生了0.05 mm偏差，且方向在相同的極端情況下，轉子偏心不平衡量和歷史上勵磁機前端加重影響系數計算結果，對11號軸承振動影響只有50 μm左右，因此勵發靠背輪同心度超標不是導致振動高的主要原因。

3.2 解體時螺栓緊固狀態檢查

解體過程中用力矩扳手測量靠背輪螺栓緊固情況，發現部分螺栓有不同程度松動(見表2)。

表2 螺栓松動記錄結果

3.3 靠背輪脫開后發電機、勵磁機靠背輪晃度與瓢偏測量結果

通常靠背輪瓢偏、晃度的行業標準要求≤0.02 mm。勵磁機前靠背輪晃度為0.05 mm，高點在3號螺栓位置，勵磁機前靠背輪端面瓢偏0.045 mm，高點在10～13號螺栓位置，2個高點相差180°，這應是同一因素引起的結果，最有可能是靠背輪發生了松動。發電機后靠背輪晃度為0.06 mm，高點在12號螺栓位置，端面瓢偏僅0.015 mm且無明顯高點，懷疑靠背輪外圓可能有局部高點。

3.4 振動分析計算

勵磁機靠背輪端面瓢偏、螺栓松動，以及11號軸承振動并網后振動不平衡位置見圖5。

圖5 勵磁機靠背輪瓢偏、螺栓松動及振動不平衡量位置示意圖

由圖5可以看出：

(1) 勵磁機靠背輪端面瓢偏高點對應的10～13號螺栓未發生松動，此處是兩端面結合最緊密處，對側螺栓則發生了程度不一的松動情況。

(2) 勵磁機11號軸承振動突變量的不平衡量在290°，與松動最大的3號螺栓位置基本相同，通常有瓢偏的靠背輪緊固后，在彎矩作用下會造成大軸一定量的彎曲，從而引起11號軸承振動的劇烈變化。

3.4.1 瓢偏引起振動的計算分析

靠背輪端面的張口夾角θ為：

(1)

式中：θ為靠背輪張口夾角，rad；b為靠背輪張口，mm；d為靠背輪外圓直徑，mm。

由于勵磁機轉子剛度遠小于發電機轉子，緊固螺栓后，偏轉變形大多發生勵磁機一側，因此勵磁機靠背輪端面側的轉角γ取夾角θ的2/3，即

(2)

已知勵磁機轉子兩軸承間中心距L=5 295 mm，對輪端面至軸承B的跨外段長度l=1 870 mm，d=620 mm，b=0.045 mm，由式(1)、式(2)計算得出θ=7.26×10-5rad，γ=4.84×10-5rad，進一步可計算由此引起的轉子彎曲，見圖6。

A、B、C、D—2根轉子各軸承所在位置，是轉子支撐點；θA—轉子在軸承A處的轉角；θB—轉子在軸承B處的轉角；δmax—轉子的最大撓度。

圖6 靠背輪端面瓢偏及引起大軸彎曲示意圖

由圖6(a)可以看出：θB=γ，因勵磁機轉子彎曲自靠背輪開始，考慮到發電機轉子質量遠大于勵磁機，故取發電機靠背輪作為約束點，而軸承B內徑與大軸間隙約為0.60 mm，不作為約束點。彎曲應力作用在轉子上的跨距為軸承A至靠背輪端面，則δmax[2]為：

(3)

根據經驗公式，偏心值e[2]為：

(4)

由于勵磁機轉子在長度方向上結構和質量分部并不均勻，中部剛度大、質量集中，前端為細長軸剛度小、質量小，因此彎曲變形主要發生在前段。在計算質量偏心矩時，取勵磁機轉子總質量的1/2，計算出勵磁機前風扇位置不平衡量為：

(5)

式中：Me為勵磁機轉子質量，kg；m為勵磁機風扇加重位置的平衡質量，kg；Rf為勵磁機風扇加重半徑，mm。

由δmax=0.066 4 mm、e=0.022 1 mm、Me=14 400 kg、Rf=393.9 mm計算可得m=0.404 kg，即轉子彎曲的影響相當于在前風扇處加重0.404 kg的影響，根據歷史經驗，工作轉速下1 kg加重對11號軸承振動影響大約為400 μm，因此0.404 kg不平衡量將引起162 μm左右的振動，與實際振動變化量相差不大。

3.4.2 靠背輪連接螺栓差別緊力引起振動的計算分析

圖7 不對稱剪力示意圖

勵發靠背輪傳遞功率以勵磁機輸出功率近似替代，已知勵磁電壓為541 V，并網時電流為1 913 A，則軸功率為1 035 kW；轉速為3 000 r/min，靠背輪有14根連接螺栓，節圓半徑為280 mm，據此計算出靠背輪傳遞扭矩為3.295 kN·m，單根螺栓受剪切力為0.84 kN。

根據發電機后端靠近勵發靠背輪處加重的影響，工作轉速下1 kg加重對11號軸承振動的影響大約為60 μm，等效離心力為31.5 kN；此處假定1根螺栓不傳遞扭矩，對稱方向會多承受約0.84 kN的力，則產生1.6 μm軸振，由此可以看出幾乎沒有影響，因此基本可排除該因素。

3.4.3 振動對比分析

除了上述故障機理分析和理論計算之外，筆者從并網前后11號軸承振動發生大幅變化，以及10號軸承振動、12號軸承振動變化的對應關系出發嘗試尋找故障可能發生的部位。表3為在3個加重位置模擬加重使11號軸承振動達到相同變化量時，觀察10號軸承振動和12號軸承振動對應變化量，以期找到最接近真實振動效果的影響位置。

表3 并網后勵磁機和發電機振動變化量及模擬加重效果對比μm∠(°)

項目10號軸承振動11號軸承振動12號軸承振動并網前87∠6589∠10145∠332并網后85∠61157∠11372∠328汽輪機與發電機靠背輪處模擬加重時47∠6272∠12825∠321勵發靠背輪處模擬加重時84∠9472∠12817∠330勵磁機風扇處模擬加重時16∠16672∠12831∠305

由表3分析可知：

(1) 并網前后11號軸承振動矢量變化量最大，是12號軸承振動的2倍以上，而10號軸承振動矢量變化量非常小，尚不足11號軸承振動的1/10；相位方面，11號軸承振動與12號軸承振動相差約200°，接近反相，符合勵磁機二階振動的特點。

(2) 3組模擬加重數據中，12號軸承振動變化幅值較小，10號軸承振動變化幅值較大。振幅方面，汽輪機與發電機靠背輪模擬加重時，10號軸承振動幅值接近11號軸承振動幅值的一半；勵發背靠輪模擬加重時，10號軸承振動幅值與11號軸承振動幅值接近；勵磁機風扇模擬加重時，10號軸承振動幅值最小，約為11號軸承振動幅值的1/4。相位方面，因10號軸承振動實際變化量為6 μm∠315°，幅值較小相位可忽略。綜合而言從變化量上看，勵磁機風扇模擬加重數據與實際值最接近。

綜上比對分析可看出：并網前后11號軸承振動變化量與勵磁機前側風扇加重效果最為接近，應是軸產生了輕微彎曲造成質量不平衡。

3.5 處理措施與結果

由于發電機轉子熱不平衡產生的軸承振動矢量變化量已超過了170 μm無法通過臨時措施解決，所以在第19次大修中更換了發電機轉子，同時由于工期限制勵磁機套裝靠背輪松動問題無法短時間內處理好，勵磁機轉子也一同更換。新勵磁機轉子靠背輪晃度為0.04 mm，瓢偏為0.02 mm，雖然晃度偏大，但是晃度與瓢偏高點沒有對應關系，可能是靠背輪圓周面有些小缺陷。發電機后靠背輪晃度為0.025 mm，瓢偏為0.01 mm，都在良好水平。勵發靠背輪連接后同心度測量結果為：靠背輪為0.008mm，軸頸為0.006 5 mm。靠背輪連接后晃度測量結果為：發電機側為0.045 mm，勵磁機側為0.048 mm。

第19次大修后，汽輪機首次沖轉至3 000 r/min，10號軸承振動幅值達60 μm，11號軸承振動幅值達36 μm，電氣試驗期間加勵磁電流后發電機新轉子顯示出一定的熱不平衡，振幅最高升至91 μm，在發電機后靠背輪位置加重1 024 g，重新定速后10號軸承振動幅值為18 μm，達到滿功率后10號軸承振動幅值為9 μm，11號軸承振動幅值為33 μm，振動高問題得到解決。

4 結語

筆者通過對勵磁機振動進行詳細分析，認為機組開機過程中勵磁機前端套裝靠背輪與大軸在超速試驗時出現了相對位移，這種有限松動引起靠背輪端面瓢偏，在靠背輪螺栓緊固應力作用下勵磁機大軸產生了輕微彎曲，導致質量不平衡振動。引起靠背輪松動最有可能的原因是初始熱套安裝時有偏差，殘余應力在機組投運多年后特別超速試驗過程中由于緊力下降應力局部釋放造成，這與大修中檢查發現勵磁機靠背輪晃度和端面超標結果是一致的。筆者同時運用不同分析計算方法，明確靠背輪松動是導致振動的主要原因，而部分靠背輪螺栓應力松弛是靠背輪瓢偏引起額外交變應力長期作用下的結果。