汽輪機振動超標原因分析和對策探討

盧艷雙

(中國石化上海石油化工股份有限公司熱電部，上海 200540)

轉(zhuǎn)子質(zhì)量不平衡是旋轉(zhuǎn)機械的常見故障之一，也是造成轉(zhuǎn)子部件過早損壞的主要原因。動平衡的方法有平衡機上動平衡與現(xiàn)場動平衡兩大類，現(xiàn)場動平衡是指旋轉(zhuǎn)設(shè)備在正常安裝運行的條件下或模擬現(xiàn)場工作條件，對整機由不平衡所引起的振動大小和相位進行檢測，通過加試重和配重的方法，不斷去除轉(zhuǎn)子的不平衡量，最終使轉(zhuǎn)子達到平衡[1]。

1 設(shè)備概述

1.1 設(shè)備結(jié)構(gòu)

中國石化上海石油化工股份有限公司(以下簡稱上海石化)熱電部汽機聯(lián)合裝置的6號汽輪發(fā)電機組由上海汽輪機廠生產(chǎn)，為CC100—8.83/3.8/1.47型雙缸、雙排汽、雙抽汽、冷凝式汽輪機，額定負荷100 MW,額定轉(zhuǎn)速3 000 r/min。汽缸分為高中壓缸和低壓缸兩部分，高中壓缸是單層結(jié)構(gòu)，內(nèi)部裝了高壓噴嘴室、中壓噴嘴室、四級持環(huán)、平衡活塞汽封和前后汽封等套；低壓缸為雙層缸結(jié)構(gòu)，有外缸和內(nèi)缸，通流部分內(nèi)裝有左右各六級壓力級。在高中壓缸和低壓缸之間由兩根有柔性補償能力的聯(lián)通管連接。機組軸系共有5套徑向支撐軸承，其中高壓轉(zhuǎn)子為單支撐結(jié)構(gòu)，排汽端通過剛性聯(lián)軸器由2#瓦提供支撐，軸承布置情況見圖1。

機組在每個軸承上配置X、Y兩個渦流傳感器，監(jiān)測轉(zhuǎn)子的相對振動，信號經(jīng)汽輪機監(jiān)視系統(tǒng)(TSI)輸入到振動分析儀進行分析診斷。

圖1 6號機組軸承布置

1.2 檢修后設(shè)備的運行情況

6號機組于2019年進行過大修，在大修期間將低壓轉(zhuǎn)子返上海汽輪機廠進行末級葉片更新，即將原來水蝕嚴重的葉片更換為耐水蝕葉片。更換葉片后，低壓轉(zhuǎn)子進行了高速動平衡試驗，合格后安裝至原機組。大修后機組啟動沖轉(zhuǎn),升速過程中振動報警，具體數(shù)據(jù)見表1所示。該機組運行中的振動標準為：X向與Y向的振動報警值為127 μm,保護動作值為254 μm，3號軸承X向和Y向軸承振動超報警值。在運行中對各工況點進行調(diào)整、試驗，3號軸承X向振動穩(wěn)定在130 μm左右，3號軸承Y向振動穩(wěn)定在150 μm左右，就地測量各軸承座垂直、水平、軸向振動均在50 μm以下。

表1 6號機組大修后啟動時的振動數(shù)據(jù) μm

2 機組軸承振動超標原因分析

2.1 時域信號和頻域信號的處理

信號的處理與分析是進行旋轉(zhuǎn)機械狀態(tài)監(jiān)測與故障診斷的前提與基礎(chǔ)。由振動傳感器輸出的模擬電信號，盡管可以直接提供一些信息，但往往十分有限，必須經(jīng)過適當?shù)募庸ぬ幚恚拍鼙憩F(xiàn)出可供分析的特征信息。

信號的頻域特性有著具體的物理意義。振動信號的頻域分析比時域分析更能揭示出各種振動故障的基本特性。因此，通常需要將振動信號的時域信號(即信號是時間變量的函數(shù))通過數(shù)學處理的方法變換為頻域信號(即信號以頻率為獨立變量)，然后進行分析，這種方法稱為頻譜分析。

對振動信號進行時域、頻域變換所使用的數(shù)學處理方法是快速傅里葉變換技術(shù)(FFT)。FFT通過計算機微處理器將測量到的時域振動信號轉(zhuǎn)換成頻域信號，從而使組成總振動的各個頻率的振動分量變得一目了然，便于查找振動原因。通頻振動是由各頻率振動分量相互迭加而成的總振動，振動波形是復雜的波形。選頻振動是經(jīng)過FFT快速傅里葉變換技術(shù)從通頻振動時域信號中所分解出來的、振動波形是單一正弦波的、某一確定頻率的振動，如工頻、2倍頻、0.5倍頻等等。選頻原理見圖2。

圖2 振動信號選頻原理

2.2 不平衡引起振動的機理及診斷

2.2.1 旋轉(zhuǎn)機械不平衡引發(fā)故障的種類

轉(zhuǎn)子不平衡按發(fā)生過程可以分為初始不平衡、漸發(fā)性不平衡和突發(fā)性不平衡。其中，初始不平衡是由制造誤差、裝配誤差、材質(zhì)不均勻、動平衡不當?shù)仍蛟斐傻模浔憩F(xiàn)為初次開車時振動就較大；漸發(fā)性不平衡是由介質(zhì)對轉(zhuǎn)子的不均勻性結(jié)垢、腐蝕、沖刷以及轉(zhuǎn)子的磨損等原因造成的，其表現(xiàn)為振動值隨運行時間的延長而逐步緩慢增大；突發(fā)性不平衡則是由轉(zhuǎn)子上零部件損壞后脫落或異物進入后卡死附著等原因所造成的，其表現(xiàn)為振動值突然顯著增大后又有所降低，然后大致停留在一個比原振動值高的新水平上，在轉(zhuǎn)速不變的情況下振動值或緩慢上升，或保持恒定不變。

2.2.2 旋轉(zhuǎn)機械不平衡故障的診斷

(1)旋轉(zhuǎn)機械不平衡引起的振動信號特征

旋轉(zhuǎn)機械不平衡引起的振動信號主要有以下特征：

①通頻時域波形圖為近似的等幅正弦波；

②頻譜圖上，工頻成分為主，其他頻率成分相對較少；

③軸心軌跡圖為一個穩(wěn)定的、長短軸相差不大的橢圓；

④工頻趨勢圖上，初始不平衡時初次開車后振動值就大，漸發(fā)性不平衡時振動值逐步緩慢增大(其間有時可能有所降低)，相位同時產(chǎn)生較小的相應變化，突發(fā)性不平衡時振幅突然顯著增大、相位也同時突變；

⑤旋轉(zhuǎn)方向上(徑向)各點的振動存在相位差。

(2)不平衡故障與其他原因故障的信號區(qū)分

由于不平衡故障的特征頻率是工頻，而旋轉(zhuǎn)機械主要振動頻率成分是工頻的各類故障，有很多，因此單憑工頻成分這一特征是無法做出轉(zhuǎn)子不平衡結(jié)論的，這就需要結(jié)合方向性、轉(zhuǎn)速、相位等因素進行區(qū)分。

①彎曲類故障：彎曲類與不平衡的主要區(qū)別是彎曲類振動還存在較大的軸向工頻振動。此外，轉(zhuǎn)速變化時，永久性彎曲相位不變，臨時性彎曲相位變化不明顯；角度不對中時，聯(lián)軸器兩側(cè)徑向振動相位相同。

②偏心類故障：如軸承偏心、轉(zhuǎn)動部件偏心、電機氣隙不均等，與不平衡的主要區(qū)別是偏心類振動振幅值隨負荷而變化，對轉(zhuǎn)速變化不敏感。

③變形類故障：如機殼、支座、基礎(chǔ)的變形、松動、裂紋等。此類振動的工頻幅值與負荷、轉(zhuǎn)速的關(guān)系均不明顯。變形類故障使機組的支撐剛度在某一方向上明顯削弱，因此，相關(guān)各點的振動均在此方向上明顯較大、相位一致；而不平衡引起的振動，同一軸承的不同測點和兩端軸承的同方向測點都存在相位差。

④共振類故障：如基礎(chǔ)共振、工作轉(zhuǎn)速在臨界轉(zhuǎn)速區(qū)等。基礎(chǔ)共振使機組各點都以同一頻率、同一相位進行振動，而不平衡造成的振動各點都存在相位差。

2.3 機組振動異常原因分析

2.3.1 振動信號特征

(1)波形圖近似為等幅正弦波(以3X振動為例)，額定轉(zhuǎn)速帶負荷運行情況下振動平穩(wěn)，具體見圖3。

圖3 額定負荷時振動情況

(2)振動頻譜分析，主要成分是工頻(以3X振動為例)，見圖4。

圖4 3X振動頻譜圖

(3)振動隨轉(zhuǎn)速變化特征明顯，在900 r/min時，相頻圖中相位發(fā)生急劇變化，表明此處有明顯臨界點，低轉(zhuǎn)速振動很小，在1 000 r/min前，振動幅值僅約為20 μm。相頻圖和幅頻圖見圖5～6。

(4)停機過程從瀑布圖看，在每個轉(zhuǎn)速下，振動的主要頻率均為工頻。

圖5 相頻圖

圖6 幅頻圖

2.3.2 機組振動原因分析

從實測振動數(shù)據(jù)看，振動的波形圖為近似正弦波；振動頻譜單一，基本為工頻；振幅隨轉(zhuǎn)速變化而改變的特征明顯，在低轉(zhuǎn)速時振動很小，以上情況符合轉(zhuǎn)子初始質(zhì)量不平衡特征，從而確定該機組振動為轉(zhuǎn)子初始質(zhì)量不平衡類型。

該機組在大修前振動水平良好，最近一次大修時低壓轉(zhuǎn)子換過葉片，做過低壓轉(zhuǎn)子的高速動平衡試驗，且殘余不平衡量符合要求。而發(fā)電機轉(zhuǎn)子沒有做過動平衡，所以初步分析為低壓轉(zhuǎn)子的殘余不平衡量方向與發(fā)電機轉(zhuǎn)子的殘余不平衡量為同一側(cè)，導致振動偏大。

3 改進措施的制定、實施和效果

轉(zhuǎn)子初始質(zhì)量不平衡，需在轉(zhuǎn)子上安裝重塊抵消初始質(zhì)量不平衡。6號汽輪發(fā)電機組軸系由3根轉(zhuǎn)子組成，不具備在平衡機上進行動平衡的條件，因此需要開展現(xiàn)場動平衡。根據(jù)制造廠資料，低壓轉(zhuǎn)子第1階臨界轉(zhuǎn)速為1 940 r/min，至3 000轉(zhuǎn)時其實已主要受第二階臨界的影響，因此按反對稱方式加重。在低壓轉(zhuǎn)子平衡塊槽內(nèi)進行第一次試加重，在2#瓦和3#瓦處加重方案見圖7所示。

(a)2#瓦處 (b)3#瓦處

第一次沖轉(zhuǎn)后，2號軸承的振動有明顯下降，3號軸承的振動無明顯改善。詳細數(shù)據(jù)見表2。經(jīng)重新核算，在機組停機冷卻后進行第二次加重，在2#瓦和3#瓦處加重方案見圖8所示。加重調(diào)整后沖轉(zhuǎn)，振動數(shù)據(jù)見表2，轉(zhuǎn)速均為3 000 r/min。該機組3號軸承的軸振有明顯下降，所有軸承振動已達到合格水平，達到了現(xiàn)場動平衡降低機組振動的目的。

(a)2#瓦處 (b)3#瓦處

表2 機組兩次加重與在線動平衡前振動數(shù)據(jù)對比 μm

4 結(jié)語

導致汽輪發(fā)電機組的振動問題的原因有很多，不能僅從單根轉(zhuǎn)子動平衡角度考慮，要考慮整個軸系的整體情況，借助頻譜分析，查找振動的真實原因，并制定針對性措施。在不開缸情況下開展在線動平衡工作，不僅節(jié)約了開缸成本，也大大縮短了在線動平衡時間，解決了威脅機組安全運行的振動問題。