方伋
(杭州中能汽輪動力有限公司,浙江 杭州 310018)
汽輪機出廠前進行空負荷運轉試驗,以驗證汽輪機安裝質量。主要包括潤滑油系統、調節系統、保安系統、主油泵性能、動靜間隙等裝配質量。通入廠用蒸汽,啟動、升速、定速和停機的全過程,檢驗設計、制造和裝配質量,判斷振動、脹差、熱膨脹參數是否合格,各系統能否正常工作達到設計指標。機械運轉試驗以品控部門編制的《汽輪機空負荷試車大綱》作為指導,對各項關鍵參數記錄,包括振動、瓦溫、回油溫度、惰走時間。對運轉試驗中發現的問題和數據進行分析。某臺25MW純凝機組在空負荷運轉試驗過程中,軸承座振動偏大。轉速達到500r/min、振動升高至50μm,增加暖機時間,軸振動恢復到正常值,繼續升高轉速至2300r/min時,振動又突然升高至60μm,機組設計振動報警值為53μm。
汽輪機振動過大可能會造成轉子、軸瓦、汽封的磨損;造成設備故障;降低汽輪機組經濟性;松動連接部件;危急遮斷器誤動作,發電機勵磁不見松動、損壞。在試車階段振動過大機組不允許出廠。采用因果分析法對該臺機組進行質量分析。
振動過大主要涉及轉子、軸承、汽封、軸承座等零部件。此次分析從這些零部件的設計、加工、裝配、檢驗四個環節分析,采用因果分析法,對可能存在的問題逐一排查。在分析過程中,先繪制出“魚骨圖”見圖1,列出各個零部件從設計和加工中可能引起振動過大的因素。

圖1 因果分析“魚骨圖”
振動分為自振和強制振動,自振和轉子的自身特性相關,強制振動為外部作用力。
振動過大會對配合部件造成損傷,開缸檢查發現:推力盤有一定程度的摩擦痕跡,徑向瓦也有明顯的摩擦痕跡。有兩方面的原因引起振動過大:(1)轉子不平衡量偏大;(2)轉子和軸承同軸度不好。
本機組轉子為撓性轉子,對轉子動平衡及超速試驗,試驗要求轉速范圍內支撐振動小于2.5mm/s,剩余不平衡量按G2.5執行。轉速范圍內支撐振動小于0.6mm/s,轉子加工、裝配符合設計要求。

圖2
標準《汽輪機總裝技術條件》要求(見圖3)如下:檢驗數據證明,機組裝配符合設計要求。加工、裝配環節都符合設計要求,最后檢查設計合理性。車間裝配記錄數據如圖4。

圖3 動靜部分同軸度的極限偏差

圖4 車間裝配記錄數據(單位μm)
(1)座架與基礎。座架與基礎通過地腳螺栓相連,轉子找中心完成后螺釘固定。
(2)座架與軸承座。如圖5所示,前座架與軸承座通過兩個鍵(總長L=790mm))來保證安裝的直線度。鍵與軸承座總間隙δ=0.04~0.08mm。座架已經固定,由于鍵槽引起軸承座最大偏轉角

圖5 配合間隙要求

推力盤直徑R=230mm,偏轉值

Δl=0.0234mm;推力盤安裝間隙0.4~0.45mm,由于鍵與鍵槽的配合偏差引起的偏轉對推力盤間隙影響很小,不會造成軸瓦摩擦。
(3)軸承與軸承座。軸承由徑向軸承和推力軸承組合而成,安裝在軸承座內。球面座與軸承體裝配完成后過盈量為0.02~0.04mm,找中心階段球面座可以配合轉子轉動以達到推力瓦和推力盤平行。此處需要計算在正常運行時球面座是否轉動,計算過程如下:
軸承體和球面座具有s=0.02~0.04mm過盈,球面接觸面積不小于70%。過盈量按0.02mm,接觸面積按70%計算,由于變形產生的擠壓力

式中,s為軸承體和球面座過盈量;E為材料彈性模量;A為接觸面積;R2為計算半徑。
允許推力軸向推力

式中,k為摩擦系數,油潤滑取0.05。
計算允許推力167kN,機組設計試車推力15kN,所以,球面座與軸承體之間在運行狀態和空負荷試車狀態都不會移動或轉動。
(4)軸承座和轉子。
軸承與軸承座設計了同心度的加工安裝要求,由于球面座的存在,軸承座存在與轉子不同心的可能。軸承座安裝偏轉見圖6。機組熱態時,汽缸向前膨脹推動前軸承座向前移動。轉子中心和軸承座中心不一致的情況下容易導致膨脹不暢,軸承座中心偏移,最終表現為軸瓦被刮擦。

圖6 軸承座軸線偏轉示意
經過分析找出導致振動的原因——軸承座導向中心和轉子中心不同線。增加軸承座垂直度要求,見圖7,檢測面與水平中分面垂直,要求此面相對軸承支撐面垂直度小于0.1mm。軸承座加工后,對此面進行檢查,裝配環節軸系找中時對此面相對轉子中心做垂直度檢查,以此保證軸承中心、軸承座中心、轉子中心在同一直線上。按按方案對軸承座進行補加工,裝配增加檢查垂直度,再空負荷試車,軸系振動滿足設計要求。

圖7 垂直度要求
針對車間試車出現軸承振動大的問題,采用因果分析方法,從加工、裝配、設計環節分析,軸承座中心與轉子中心存在不一致的可能,會導致汽輪機膨脹不暢,從而引起振動過大,出現軸瓦磨損的情況。因果分析法有序列出了各生產環節和相關責任部門,可以高效處理零部件質量問題。