干熄焦汽輪機膨脹不暢的原因分析與處理

文小波

（湖南煤化新能源有限公司，湖南婁底 417009）

1 概述

湖南煤化干熄焦汽輪機型號為N25-8.83/1.1，發電機型號為QF-W25-2，額定負荷25 MW，2012年投運，實際平均負荷20 MW左右。汽輪機和發電機轉子采用剛性對輪連接，共四道軸承，其中1、2號軸承支承汽輪機轉子，3、4 號軸承支承發電機轉子，2、3號軸承坐落在排汽缸上，軸系結構如圖1。

圖1 汽輪發電機組軸系結構示意圖

該機組在投產后2 年時間發生過主油泵碰磨、停機抱軸、汽封碰磨、振動大等多起事故，很長一段時間這些事故的原因都未能得到查明。特別是振動問題一直困擾著機組運行，汽輪機后軸承振動達55～70 μm，振動不穩定，發生過1 次振動超過75 μm 跳機。為分析振動原因，采用啟停機操作和帶負荷運行中多次進行測試分析，逐步查明了振動大的根本原因。

2 機組振動大原因分析

2.1 振動特點

在開機過程中用VM9503 雙通道振動分析儀對相關數據進行了采集。

①不同工況下各瓦振動主要是基頻成份，因此從振動性質來說屬于普通強迫振動；

②在空載和帶負荷過程中，2#軸承振動逐步增大。據運行記錄該機在冷態開機達3000 r/min 時，1#、2#軸承振動均很小，分別為7 μm 和22 μm；在空載穩定一段時間（約20 min），1#、2#軸承振動均有上升趨勢，1#軸承振動從20∠179上升至25∠180，2#軸承振動從32∠352 上升至42∠352；并網后在加負荷過程中2#軸承振動一直呈爬升趨勢，約1 h 從42∠352升至52∠345，1#軸承振動有降低趨勢，從25∠174 逐步降至21∠165；1 h 后趨于穩定，負荷降低到零時也無明顯變化。

③振動變化過程中，1#、2#軸承振動相位均有一定波動，波動范圍在15°左右。

④停機過程中，過臨界轉速的振動值比開機過程明顯大。

⑤帶負荷運行中振動不穩定，2#⊥振動與負荷變化有關，在某一工況下，負荷增大，振動降低，負荷減少，振動升高，振動變化滯后于負荷變化。

⑥隨著時間增加，不穩定強迫振動增加。振動與機組的受熱狀態有關。

2.2 振動原因分析

機組振動在并網前持續爬升，顯示與機組熱狀態有關，初步分析兩方面原因：①轉子發生熱彎曲；②汽缸膨脹不暢和變形的影響。如果汽輪機轉子存在熱彎曲，有功負荷減小后，振動應該減小，但減負荷過程中振動并未出現明顯變化，甚至在某些減負荷的情況下振幅反而有上升的情況，因此振動異常的原因只可能是汽缸不暢和變形引起的。為證實汽缸確實存在膨脹不暢和變形的情況，在一次冷態開機帶負荷過程中在前軸承箱打百分表，用以監視前軸承箱兩側軸向膨脹差和左右膨脹差，見表1。

表1 前軸承箱軸向和左右膨脹數據

從表1 可以看出，機組軸向和左右均存在膨脹差，軸向膨脹差0.9 mm，左右膨脹差0.8 mm，一般理論上只要膨脹差超過0.3 mm就可以認為汽缸膨脹偏斜。同時觀察到后座架一側橫銷前后膨脹一凸一凹，另一側則相反，明顯感覺汽缸承受過大的側向力。因此基本可認定機組存在膨脹不暢，其振動機理是膨脹不暢導致后軸承座與臺板出現間隙，使支撐剛度降低，導致機組振動增大，同時膨脹不暢會改變動靜部件之間徑向、軸向間隙，最嚴重的后果是導致動靜部分摩擦。上述機理分析也可一定程度解釋主油泵碰磨、停機抱軸、汽封碰磨等事故的原因。

3 處理措施

3.1 處理膨脹不暢的措施

(1)連續運行。許多膨脹問題是由于滑銷系統存在臨時性卡澀引起的，經過一段時間運行后，這種卡澀可以自動疏通；

(2)平衡。存在膨脹問題時，雖然膨脹導致支撐剛度降低，但是如果不存在激振力，即使軸承座剛度很低，也不會產生振動，因此通過平衡可以使振動得到改善。

(3)轉入檢修。如果通過連續運行和平衡都不能徹底解決問題，則需考慮轉入大修徹底消缺。

3.2 現場動平衡調查

考慮到發電機前軸承（3#軸承）與2#軸承均座落在排氣缸上，振動相位接近，決定對發電機轉子進行現場軸系動平衡，在降低3#軸承振動的同時使2#軸承振動降低。

(1)振動測量

在半熱態開機過程用VM9503 雙通道測振儀測得有關轉速的振動見表2，在3000 r/min測量2#⊥為37∠355。

表2 半熱態開機振動 （單位：振動μm∠°；轉速r/min）

(2)動平衡過程

根據所測得的相位及圖2 所示的速度、光電傳感器相對位置，估算出試加重位置，3#側平衡槽內加重位置為貼光靶處順轉向100°，4#側與3#側相差180°，試加重大小為每側176 g（2塊），加上試重后測得振動見表3 所示，同時在3000 r/min 時測得2#⊥為24∠346。

圖2 光電傳感器相對位置示意圖

表3 試加重量后振動測量結果 （單位：振動μm∠°；轉速r/min）

由于是反對稱加重,所以對通過臨界轉速影響不大。

試加重量后測得的振動與起始振動相比較進行動平衡計算，計算結果見表4（以3#⊥為準）。

表4 動平衡計算結果 （振動μm∠°；轉速r/min）

以2#⊥為準，進行計算得G=481∠30。

加重后測得的振動見表5，在3000 r/min時候測得2#⊥為11∠266。1#⊥為7 μm，考慮到振動均較小，至此動平衡工作結束。

（3）帶負荷后振動測量

帶負荷21835 kWh，測得1#⊥為14∠181，2#⊥為33∠343，3#⊥為15∠33，4#⊥為15∠331，帶負荷的過程中2#⊥振動不斷加大，與平衡前規律相似，由于空載時振動已減少，振動增大后，基頻振動未超過35 μm，平衡后3#⊥振動已降至20 μm 以下，4#⊥振動雖有一定的增加，但也在20 μm以下。

表5 調正重量后的振動 （單位：振動μm∠°；轉速r/min）

3.3 下缸調整

利用某次干熄焦爐停產檢修，停機對機組徹底消缺。機組解體后對數據重新進行了測量，發現以下缺陷：

（1）前汽封洼窩中心左右數值相差1.42 mm。

(2)發電機前軸承擋油環洼窩偏差0.35 mm。

(3)在起吊下汽缸后，發現前貓爪定位銷全部折斷，經過分析認為，汽輪機在膨脹或收縮過程中，由于汽缸偏斜，前箱受到扭轉應力，將定位銷拉斷。

(4)高壓缸內汽封磨損嚴重。

(5)汽輪機后汽缸導板沒有進行二次灌漿，螺絲松動。

(6)后座架左側臺板接觸面積約20%，右側僅10%。通過塞尺測量，間隙最大處達0.3 mm。

從上述數據可以明顯看出機組確實存在跑偏，同時存在碰磨。通過分析認為機組汽缸偏移、振動大是由于汽輪機下汽缸在安裝過程中存在重大缺陷而導致的。要徹底解決問題，須將汽輪機下汽缸全部吊起，重新調整定位。

具體步驟：

（1）先將發電機轉子向外部分抽出以不影響汽缸起吊，在聯軸器側使用堅實的枕木支撐，另一側仍由發電機后軸承支撐。

（2）使用兩側前貓爪頂絲將前汽缸頂起，使其脫離前貓爪橫向定位鍵，然后行車大勾懸掛2 臺10 t 手拉葫蘆，用手拉葫蘆將后汽缸吊起，使后汽缸脫離左右兩側橫向鍵。對前汽缸使用鋼絲繩，后汽缸繼續使用手拉葫蘆，將整個汽缸調整水平，緩慢吊起。

(3)吊至一定高度后，拆除前汽缸垂直鍵和后汽缸導板。清理后臺板接觸面上及前貓爪橫向鍵上的銹蝕和氧化皮，使其在鍵槽內活動自如不卡澀。

(4)將松動的后汽缸導板拆下，用汽油清洗干凈，將基礎附近的雜物清理干凈，用電錘將基礎表面浸透油污的水泥全部打掉。

(5)在后汽缸臺板上部接觸面，涂抹一層紅丹粉，然后對準原安裝位置緩慢落下，使用撬棍或者千斤頂吊起下汽缸。查看汽輪機后臺板下部接觸面的紅色印記，根據印記用角向磨光機普通砂輪片進行打磨處理。在磨掉印記后，再向外擴展約1 cm范圍，直至整個臺板面接觸約70%且分布均勻，再采用砂布材質的百葉輪進行中磨，直至整個臺板面接觸約80%且分布均勻，最后采用油石加汽輪機油進行細磨。

(6)在接觸面均勻地涂抹一層二硫化鉬粉末，用布條用力涂擦，清除剩余粉末，起到潤滑和防銹的作用。

(7)回裝后汽缸導板，要求留有一定活動量，在汽缸最終定位后再進行緊固，提前做好二次灌漿的模板。

(8)在臺板研磨完畢以后，將下汽缸初步定位，然后將發電機轉子穿回，汽輪機下汽缸使用假軸進行聯軸器找中心，同時一并考慮汽封洼窩中心調整、前汽缸垂直鍵定位、后汽缸導板定位和后汽缸橫向鍵定位等。

（9）將下隔板、下汽封裝入下汽缸，吊入汽輪機轉子，進行軸封間隙的調整、通流部分間隙的測量調整、聯軸器中心的調整。

（10）在回裝過程中，要注意汽缸水平、轉子揚度、汽封洼窩、聯軸器中心的變化和負荷分配等問題。

3.4 大修結果

大修后運行振動數據恢復正常，解決了機組膨脹不暢的問題。大修后主要振動和瓦溫數據見表6，前軸承箱軸向和左右膨脹數據見表7。

表6 振動、瓦溫數據

表7 前軸承箱軸向和左右膨脹數據

4 結論

汽輪發電機組的膨脹不暢的問題對機組運行有較大的危害，處理不當極易引起彎軸等惡性事故。通過檢查調整滑銷系統、對機組做動平衡和下缸調整能有效解決此問題。