1 050 MW汽輪發電機組振動故障分析及治理

李衛軍，應光耀，王異成，吳文健，錢林鋒，馬思聰，蔡文方

（1.國網浙江省電力有限公司電力科學研究院，杭州 310014；2.杭州意能電力技術有限公司，杭州 310012）

0 引言

超超臨界1 050 MW 燃煤發電機組具有容量大、效率高、安全可靠等優點，已應用于各大發電廠。經過多年的軸系特性研究及優化［1-2］，其安全穩定性有所提升［3］。然而，個別機組在調試或運行中，出現了低壓轉子動靜碰磨［4-6］甚至轉子彎曲［7］、缸體變形［8-9］、發電機熱不平衡［10-11］等故障，導致機組的安全可靠性有所下降。因此，有必要對1 050 MW 機組的振動故障診斷及治理進行分析，以進一步提高該型發電機組的安全可靠性。

本文介紹了神華國華印尼爪哇7 號2×1 050 MW燃煤發電工程（簡稱“爪哇7號工程”）1號機組調試中低壓缸B、發電機耦合振動故障的測試、分析及治理，提出1 050 MW機組振動故障預防措施，并將治理經驗應用于該發電廠2 號機組調試中，以提高機組的安全可靠性。

1 機組軸系布置

爪哇7號工程采用了2臺型超超臨界、一次中間再熱、單軸、四缸四排汽、雙背壓、凝汽式N1055-27/600/600（TC4F）汽輪機及QFSN-1073-2水氫氫冷發電機［12］。軸系布置與振動監測系統如圖1所示，圖中1—8為軸承（以下簡稱“瓦”）編號，機組軸系由HP（高壓缸）、IP（中壓缸）、LPA（低壓缸A）、LPB（低壓缸B）、發電機及勵磁機轉子組成，采用典型的“N+1”軸系。機組配備VM600型TSI（汽輪機安全監視系統），通過華科同安TN8000 型TDM（汽輪機診斷及管理）系統、本特利408DPSi系統動態監測機組振動。

圖1 軸系布置

低壓轉子采用傳統的雙分流結構，為2×6級，末級葉片長度為1.246 m，轉子長度為8.1 m；發電機容量為1 240 MVA，銘牌出力為1 073 MW，轉子長度為15.18 m，各轉子臨界轉速見表1。

表1 軸系臨界轉速r/min

2 振動現象及原因分析

2.1 振動現象

1號機組于2019年8月31日首次啟動，19：12定速3 000 r/min，5號、6號瓦的軸振分別為150 μm和166 μm，5號、6號瓦的瓦振分別為4.5 mm/s和10.3 mm/s；穩定3 min后，5號瓦軸振略有下降，6號瓦軸振、瓦振分別爬升至188 μm和13.8 mm/s；停機過程中，5號瓦最大軸振為353 μm。停機盤車5 h后，偏心恢復至35 μm，重新啟動，定速2 950 r/min，5號瓦軸振300 μm，增幅較大；6號瓦軸振169 μm，變化較小。振動數據見表2，5 號、6 號瓦振動波特圖如圖2、圖3所示。

表2 機組首次定速時X向軸振

圖2 啟、停機過程中5號瓦X方向軸振波特圖

圖3 啟、停機過程中6號瓦X方向軸振波特圖

2.2 振動原因分析

2.2.1 軸系質量不平衡

低壓轉子一階臨界轉速為960 r/min，發電機一階、二階臨界轉速分別為560 r/min和1 700 r/min。5號瓦在低壓轉子臨界轉速、3 000 r/min時的軸振均很大，以工頻分量為主，表明LPB 轉子存在對稱分量、反對稱分量不平衡。6號瓦在3 000 r/min下振動較大，表明發電機轉子或汽發對輪存在不平衡量。

2.2.2 軸系動靜碰磨

1）定速3 000 r/min后，5號、6號瓦軸振變化量分別為19 μm∠63°和32 μm∠224°，為逐漸變化狀態，表明低壓轉子或發電機轉子發生動靜碰磨，排除了部件脫落故障。

2）停機過程中，5號瓦降速時在低壓轉子臨界轉速1 160 r/min、960 r/min 時軸振分別為331 μm和217 μm，表明動靜碰磨位于LPB轉子上，且較嚴重。低壓轉子的臨界轉速為960 r/min，同類型1 000 MW 機組低壓轉子的臨界轉速為990～1 030 r/min，明顯偏低，這也從另一個角度表明LPB轉子發生了動靜碰磨。

3）根據臨界轉速和3 000 r/min 時的振動值變化量，采用動平衡建模計算得出，碰磨點在LPB缸體兩端或中部，徑向為右上部，和水平軸右向夾角約為60°。

2.2.3 6號瓦瓦振不穩定分析

機組定速3 000 r/min，6號瓦振動大且爬升較快，原因是軸瓦動剛度差。體現在：

1）6號瓦垂直振動較大，定子汽端固有頻率約52.5 Hz，接近50 Hz，易出現結構共振。

2）機組軸振、瓦振的幅值之比β是表征轉子支撐系統特性的主要指標［13-14］。6 號、7 號瓦均為圓筒瓦，β值應大小相當，且同類機組的β值在5～10，而該機組6 號、7 號瓦β值分別為1.6 和4.3。這一方面說明6號瓦動剛度偏差，可能是安裝缺陷或軸瓦存在缺陷；另一方面，在軸振較好的情況下瓦振偏大，說明“軸承-端蓋-冷卻器-臺板-基礎”這一系統的支撐剛度不足。發電機氫冷器位于汽端，在氫冷器頂部鋪設沙袋后，6號瓦瓦振最大爬升至12 mm/s，略有改善。

因此，軸瓦故障、發電機定子底部載荷分布不均是6號瓦振動大且不穩定的主要原因，動靜碰磨是次要原因。

2.2.4 結構共振

定速2 950 r/min，對發電機定子殼體振動進行測試，汽端端蓋爐側、主變壓器側垂直振動分別為116 μm 和110 μm，軸向振動分別為75 μm 和60 μm，水平振動分別為46 μm 和40 μm；勵端端蓋爐側、主變壓器側垂直振動分別為33 μm 和13 μm，差別振動為20 μm，差別振動較大，表明定子底部存在虛腳現象。

在機組停機過程中，采用錘擊法對5號瓦、發電機定子殼體進行固頻測試，結果表明：5號瓦固有頻率為19.0 Hz、53.5 Hz、350 Hz；發電機定子固有頻率為17.3 Hz 和52.5 Hz。5 號、6 號瓦機座徑向固有頻率為19.2 Hz（1 152 r/min）和51.3 Hz，軸向固有頻率46.5 Hz，見表3。其中52.5 Hz、53.5 Hz、46.5 Hz 均在（50±5）Hz 共振區內，而19.2 Hz和1 160 r/min頻率一致，容易出現結構共振現象，應采取基礎加固或改善、降低軸振等措施。

表3 機組基座部分測點固頻計算值

3 第一階段振動處理及分析

由上節分析可知，5 號、6 號瓦軸振較大，為典型強迫振動，主要原因為LPB 轉子與發電機轉子存在質量不平衡、動靜碰磨、結構共振故障，且相互耦合，非常復雜。首先應對機組進行軸系動平衡，將復雜振動問題降維、解耦，降低分析難度，并驗證上述分析。

3.1 現場軸系動平衡

在汽發對輪上配重1.04 kg/65°，并在LPB 轉子調端、電端分別加重1.72 kg/190°和1.46 kg/190°。2019年9月4日18：30機組啟動，定速3 000 r/min，5 號瓦軸振、軸向瓦振分別在70～108 μm 和16～28 mm/s內波動；6號瓦軸振、瓦振最大由52 μm、5.2 mm/s 分別爬升至165 μm 和10.5 mm/s，說明動平衡有一定的效果。軸振數據見表4。

表4 機組定速3 000 r/min時軸振數據

3.2 磨合法消除動靜碰磨

定速3 000 r/min，5號、6號瓦軸振大幅改善，但仍不穩定，表明LPB 轉子動靜碰磨的程度有所減輕。對于動靜碰磨故障，除動平衡降低軸振原始值外，通過定速3 000 r/min 運行來磨大動靜間隙（即磨合法），也是消除動靜碰磨的一種通用方法。因此，決定進行電氣試驗，持續運行32 h，期間5 號瓦軸振、軸向瓦振分別在70～108 μm 和16～28 mm/s內波動。

9月6日11：18，1號機組并網發電，成為印尼首臺并網發電的1 000 MW 等級機組，期間5 號、6 號瓦軸振分別為95 μm 和85 μm，較為穩定，振動趨勢如圖4、圖5所示。

圖4 首次帶負荷期間5號瓦軸振趨勢

圖5 首次帶負荷期間6號瓦軸振趨勢

9月6日晚，在閥門嚴密性試驗中，LPB臨界轉速時5號瓦軸振為216 μm。停機盤車5 h，再次開機因過臨界振動大而跳機，說明低壓轉子動靜碰磨非常嚴重，通過短時間的盤車很難消除轉子熱彎曲，應對動靜碰磨故障缺陷作進一步分析與處理，確保機組啟動的安全性。

3.3 軸系不穩定振動分析

3.3.1 LPB轉子動靜碰磨原因分析

5號瓦在臨界轉速、3 000 r/min時軸振、軸向瓦振均超標，表明低壓轉子存在不平衡現象。依據首次動平衡計算，應在LPB 轉子調端、電端分別加重2.8 kg和1.5 kg，不平衡量較大。而出廠動平衡報告顯示，在轉速1 010 r/min、3 000 r/min時的振動分別為1.45 mm/s 和0.7 mm/s，表明LPB 轉子存在一定的一階不平衡量，而二階不平衡量較小。由此，判定不平衡量大的原因為動靜碰磨、膨脹不暢等。

通過分析得知，LPB 轉子的碰磨點均在右上方，位置變化較小。若LPB 內缸下沉導致動靜間隙減小，在機組啟動、帶初負荷后停機過程中，在一階臨界轉速下LPB 轉子撓度增大，導致發生劇烈動靜碰磨，產生熱彎曲。轉子發生動靜碰磨，產生的附加偏心與轉子長度的平方成正比，與轉子的直徑成反比［11］。LPB 轉子長度為8.06 m，若發生動靜碰磨，會產生較大的不平衡量。要消除熱彎曲，需要盤車較長時間。因此，對低壓缸動靜間隙進行檢查調整（如碰缸試驗），可有效避免動靜碰磨故障。

3.3.2 5號瓦軸向瓦振大的原因分析

定速3 000 r/min，5 號瓦軸向瓦振約為37.0 mm/s，加重后降低至16 mm/s，以1X分量為主。原因為：

1）不平衡量的影響。LPB 轉子上存在對稱或反對稱不平衡分量，導致5 號瓦的軸向瓦振較大。配重后，5號瓦軸振、軸向瓦振大幅減小。

2）軸瓦軸向動剛度差。因安裝、基礎下沉、設計等原因，5 號瓦軸向動剛度偏低，軸振偏大時，會誘發軸向瓦振偏大。

因此，對低壓轉子采取調整間隙、動靜碰磨、發電機定子底部載荷調整等措施，可有效治理機組振動。

4 第二階段振動處理

4.1 LPB轉子動靜間隙調整

在消缺中，不揭缸的情況下進行徑向碰缸試驗，調整動靜間隙，數據見表5。分析如下：

表5 LPB碰缸試驗數據 mm

1）LPB 調端、電端左右側總間隙1.5 mm，較安裝值增加約0.3 mm，表明運行中確實出現了嚴重的動靜碰磨。

2）LPB 調端、電端上下間隙分別為0.61 mm和0.50 mm，較安裝值下沉量分別為0.18 mm 和0.31 mm；內缸中心比轉子中心高0.1 mm，較安裝值低0.3 mm。考慮到內缸未徹底冷卻，缸體下沉量較實測值偏大，將內缸上抬0.2 mm，調整后內缸中心較轉子中心高0.3 mm，即可避免動靜碰磨，滿足設計要求。

4.2 6號、7號瓦軸承處理

經檢查，6 號、7 號瓦瓦枕和定子之間絕緣墊上徑向均布的5 個緊固螺栓存在不同程度的松動，導致軸瓦自位能力變差、動剛度降低，以340 N·m的力矩逐個緊固處理。另外，6號瓦瓦枕背面研磨較差，進行了適當處理；7 號瓦瓦枕背面狀態較理想。

4.3 發電機定子底部載荷分配調整

解開低發聯軸器，進行發電機定子底部載荷試驗，測試定子地腳負載分布發現：勵端應力偏大，左、右側載荷占比分別為100%和77%；汽端應力偏小，左、右側載荷占比分別為12%和38%；勵端和汽端的左、右側載荷均不對稱。

由于發電機軸瓦為端蓋式，調整定子底部墊片，既會影響定子底部載荷分布，也會改變LPB轉子與發電機轉子中心。通過優化調整，確保發電機轉子偏高、偏右值分別為205 μm和0，上開口、左開口分別為5 μm 和25 μm。中心調整后，再調整定子底部墊片厚度。根據定子底部載荷沿端蓋到中部大致以6∶3:1 的遞減分布規律，6 號瓦下方地腳左側、右側載荷占比為分別57%和51%，7號瓦下方地腳左側、右側載荷占比為分別56%和51%，滿足要求。定子底部載荷分布測點如圖6所示，調整前后的定子底部載荷分布如圖7、圖8所示。

圖6 發電機定子底部載荷分布測點

圖7 調整前底部載荷分布

圖8 調整后底部載荷分布

4.4 軸系動平衡

檢修中，調整了LPB 轉子與發電機轉子組成的軸系中心，為防止軸系不平衡量發生變化，拆除前期所加平衡塊。2019年11月4日啟動過程中，轉速1 010 r/min 時4—6 號瓦軸振分別為247 μm、300 μm、117 μm，轉速3 000 r/min時4—6號瓦軸振分別為48 μm、126 μm、135 μm。定速3 000 r/min時，4—6 號瓦軸振較穩定，5 號瓦軸向瓦振為28 mm/s。11月5日09：23停機過程中，轉速1 005 r/min時5號軸振為354 μm，以1X分量為主，表明LPB轉子與發電機轉子軸系仍存在不平衡現象。

在LPB 轉子調端、電端加重2.01 kg/170°、1.15 kg/160°后，于2019 年11 月10 日07：54 定速3 000 r/min，4—7 號瓦軸振均小于106 μm；磨合運行90 min 后，4—7 號瓦軸振在3 000 r/min 時的軸振分別降至31 μm、72 μm、64 μm，均大幅減小，且較穩定。動平衡前后機組振動數據見表6。

表6 動平衡前后機組振動數據

機組負荷帶至1 050 MW，5號、6號瓦軸振均小于90 μm，5號、6號瓦徑向瓦振小于4.5 mm/s，5號瓦軸向瓦振在6～8 mm/s內波動，機組可安全穩定運行。不同工況下的軸振數據見表7。此后的運行中，機組振動穩定，順利完成RB（快速減負荷）試驗、甩負荷試驗，順利通過168 h 試運行，一直安全穩定運行至2020 年10 月底的檢查性大修，期間振動較穩定。

表7 不同工況下的軸振

5 機組軸系穩定性提升措施

5.1 2號機組軸系穩定性提升措施

在該發電廠2號機組調試前，為預防出現軸系振動不穩定故障。對LPA、LPB 進行了基于碰缸試驗的動靜間隙優化，調整了發電機定子底部載荷，并對6號瓦的安裝進行了調整。在2020年7—9 月的調試中，機組在不同工況下的軸振均小于60 μm，5 號瓦軸向瓦振小于5 mm/s，均為優良，而且振動穩定。

5.2 1 號機組碰磨的驗證及軸系穩定性提升措施

在2020 年12 月的檢查性大修中發現，1 號機組低壓缸部分汽封存在碰磨痕跡，其中LPB 電端第5、第6級隔板汽封齒磨損量分別為1.4～1.6 mm和0.6～0.9 mm，磨損很嚴重。LPA未現嚴重的碰磨痕跡，也驗證了LPB確實出現了嚴重動靜碰磨。

在1號機組調試中，通過1次動平衡有效減小了LPB 轉子與發電機轉子的軸系振動，驗證了低壓轉子上確實存在不平衡量，也降低了動靜碰磨的概率及嚴重程度。另外，基于不揭缸條件下的碰缸試驗，可快速準確地調整落地式單支撐汽輪機動靜間隙，是預防動靜碰磨的一項關鍵措施。

6 結語

通過對某廠2臺1 050 MW機組振動故障的治理及預防，使機組的安全可靠性大幅提高。結論如下：

1）動靜間隙調整與現場動平衡相結合，是治理轉子動靜碰磨的有效方法。通過軸系動平衡減振，降低動靜碰磨的概率與程度；碰缸試驗可在不揭缸條件下，精準調整落地式單支撐汽輪機動靜間隙，可有效預防動靜碰磨的發生，提升機組軸系穩定性。

2）基于載荷分布試驗的定子底部載荷均勻性調整，可提高發電機定子、軸瓦的連接剛度，作為1 050 MW大型發電機定子安裝、檢修的關鍵工藝，可有效預防發電機不穩定振動故障。