高背壓改造機組振動分析與處理

董 博

（華電章丘發(fā)電有限公司，山東 濟南 250200）

1 設備簡介

某電廠2號汽輪機為上海汽輪機廠生產(chǎn)的N135－13.24/535/535型超高壓、一次中間再熱、高中壓合缸、雙缸、雙排汽、單軸、凝汽式汽輪機。設計銘牌出力為135MW，后增容為145MW。該汽輪機調(diào)節(jié)、保安系統(tǒng)在2004年3月的大修中由低壓潤滑油電調(diào)系統(tǒng)改造為高壓抗燃油系統(tǒng)。 2012年該汽輪機低壓轉(zhuǎn)子進行高背壓供熱改造，低壓轉(zhuǎn)子改造為2根轉(zhuǎn)子互換使用，增加了從連通管處抽汽管道和電動抽汽蝶閥。在冬季供熱季節(jié)采用供熱轉(zhuǎn)子，供熱期結(jié)束后采用純凝轉(zhuǎn)子。

2 異常振動情況及初步分析

2.1 振動情況

2號機組2019年6月更換純凝轉(zhuǎn)子后首次啟動，機組帶負荷穩(wěn)定后持續(xù)監(jiān)測各軸承振動， 利用SK12 振動分析儀對2號汽輪機進行振動監(jiān)測，#3、#4、#5軸承振動，均以工頻振動為主，其中軸向振動幅值300μm～400μm，垂直振動幅值均超過100μm～150μm。#3、#4軸承箱振動自下向上由80μm升到300μm～400μm。發(fā)電機兩側(cè)端蓋振動在500μm～600μm。

2.2 初步分析

分析如下：1）#3、#4、#5軸承箱軸向振動異常大，帶動軸承箱垂直振動增大。2）振動以工頻振動為主、從開機以來緩慢上升，低-發(fā)聯(lián)軸器中心不正的可能性不大，排除低壓轉(zhuǎn)子和發(fā)電機轉(zhuǎn)子質(zhì)量不平衡的可能。3）#3、#4軸承箱剛度不足是引起軸承箱振動異常的主要原因，表現(xiàn)為基礎水平度不良、墊片高度不一致、基礎螺栓損傷、軸瓦裝配數(shù)據(jù)超標等。4）#3、#4軸承溫度相差10℃，說明存在負荷分配不均的問題。5）2019年6月16日，#2機由供熱轉(zhuǎn)子更換為純凝轉(zhuǎn)子開機后，低壓差脹呈上漲趨勢，超過報警值7.6mm，最高差脹值到達8.72mm，須進一步檢查是否因差脹過大導致動靜碰磨或發(fā)電機磁力中心偏移產(chǎn)生軸向推力。

2.3 處理方案

處理方案如下：1）保持跟蹤#3、#4、#5軸振及軸承金屬溫度的變化，每班實測#3、#4軸承箱振動數(shù)值。2）低壓轉(zhuǎn)子更換時，復測低-發(fā)聯(lián)軸器中心，重點檢查#3、#4軸承箱基礎水平度、墊片厚度、螺栓損傷、定位銷等。3）檢查#3、#4軸承標高。4）復測#3、#4、#5軸瓦裝配數(shù)據(jù)。5）檢查發(fā)電機轉(zhuǎn)子和定子磁力中心。

3 改善振動的措施

每年2次低壓缸檢修中測量調(diào)整動靜間隙，低壓轉(zhuǎn)子軸向定位K值為低壓反向第一級葉根與隔板軸向間隙，實測為8.9mm，滿足設計要求（9±1）mm，低壓轉(zhuǎn)子左旋通流間隙如圖1所示，第一級葉根處軸向間隙b即為K值。該處為低壓轉(zhuǎn)子與隔板軸向間隙最小處，假定低壓缸靜止部分完全不膨脹，低壓轉(zhuǎn)子整體均勻膨脹，低壓轉(zhuǎn)子末端膨脹20mm才會發(fā)生軸向動靜碰磨的情況。因此，目前差脹值下運行安全能夠得到保障。

圖1 低壓轉(zhuǎn)子左旋通流間隙圖

利用每年季節(jié)性小修更換轉(zhuǎn)子時檢查調(diào)整軸系中心，軸系中心設計要求及修前、修后數(shù)據(jù)如表1所示，將軸系中心調(diào)整至設計要求范圍，開機后檢查軸承座，軸向振動仍然超300μm，排除軸系中心的影響。

調(diào)整對輪同心度，調(diào)整軸承緊力，頂部間隙、側(cè)間隙、瓦枕底部墊鐵研磨，開機后軸承振動未見明顯變化，排除軸承本身原因，#3瓦、#4瓦修后的數(shù)據(jù)、低發(fā)聯(lián)軸器同心度數(shù)據(jù)如表2所示。

大修中對軸承座檢查，軸承座與臺板支撐面進行研磨，保證其接觸面積75%以上，軸承座底部臺板接觸情況如圖2所示。保證發(fā)電機軸承座底部墊鐵壓實無卷起，底部墊片數(shù)量3片，#5軸承座底部墊片如圖3所示。軸承座臺板固定螺栓進行超聲波探傷，未發(fā)現(xiàn)斷裂特征；軸承座地腳螺栓緊固均勻、到位；清理軸承箱呼吸閥，更換呼吸閥不銹鋼濾布，保證軸承箱熱量及時散出，排除軸承座問題。

高中壓轉(zhuǎn)子重新配重：根據(jù)現(xiàn)場實際情況，制定動平衡臨時調(diào)整方案如下。 汽機向發(fā)電機看，2 號汽機#2 瓦軸振探頭向位于正上垂直方向；2 號汽機鍵相探頭位于正上垂直方向；轉(zhuǎn)子順時針轉(zhuǎn)動。如圖 4 所示。

該機組在沖轉(zhuǎn)及帶負荷過程中，#2 瓦振動數(shù)據(jù)如表3所示。

經(jīng)過計算，加重方案如下。在#2 瓦處進行調(diào)整，在#2 軸承側(cè)加重 400g，角度 90°，即以鍵槽為零位，逆轉(zhuǎn)向 90°。安裝配重塊后，機組重新啟動，各軸承振動未見明顯變化，初步排除動平衡對機組異常振動影響。

冷態(tài)下發(fā)電機轉(zhuǎn)子與定子磁力中心線檢查。軸系連接完畢，推力瓦安裝到位并將轉(zhuǎn)子推至工作位，在發(fā)電機末端同一位置測量發(fā)電機定子長度為950mm，發(fā)電機轉(zhuǎn)子長度為959mm，這時磁力中心偏差4.5mm，發(fā)電機轉(zhuǎn)子中心偏前（以汽輪機前箱方向為前，發(fā)電機方向為后），該數(shù)值與發(fā)電機廠家共同確認，滿足發(fā)電機安裝預留磁力中心偏移量。

熱態(tài)下發(fā)電機轉(zhuǎn)子與定子磁力中心線偏差計算如下。低壓轉(zhuǎn)子膨脹死點在#2軸承處，向后膨脹，低壓差脹測點固定在三號軸承箱上，電渦流探頭指向低壓轉(zhuǎn)子后對輪上，該探頭為測距探頭。因此該測距探頭測量所得為轉(zhuǎn)子的絕對膨脹量，并非低壓差脹值，但可利用該測點，進一步分析低壓差脹參數(shù)控制范圍，以調(diào)整發(fā)電機轉(zhuǎn)子軸向位置處于磁力中心線，減少電磁干擾。

圖2 軸承座底部臺板接觸情況

圖3 #5軸承座底部墊片

機組正常運行狀態(tài)下，發(fā)電機轉(zhuǎn)子中心位置向后膨脹約2mm，而發(fā)電機定子是由中間向兩側(cè)均勻膨脹，二者磁力中心偏移超過5mm時，就易導致機組軸向振動過大，而低壓差脹原設計報警值為7.6mm，在該狀態(tài)下，加上發(fā)電機轉(zhuǎn)子中心向后偏移2mm，這時發(fā)電機轉(zhuǎn)子較冷態(tài)下向后共偏移9.6mm，再減去發(fā)電機安裝預留磁力中心偏移量4.5mm，這時磁力中心偏差剛好為5.1mm，易導致機組振動幅度增加，而隨著低壓差脹越高，振動幅度越大。

表1 軸系中心調(diào)整數(shù)據(jù)表（單位：mm）

表2 軸瓦及聯(lián)軸器修后數(shù)據(jù)表（單位：mm）

表3 #2 瓦振動數(shù)據(jù)（單位：μm）

通過運行調(diào)整低壓缸進汽壓力不超過0.21MPa（表壓），進汽溫度不超過260℃，控制低壓差脹始終低于原設計報警值7.6mm，持續(xù)監(jiān)測各軸承座振動，有明顯好轉(zhuǎn)，各軸承及軸承座振動見表4。

4 低壓差脹影響機組異常振動分析

低壓差脹是低壓轉(zhuǎn)子較低壓缸的膨脹量，一般不能過大，否則會導致動靜碰磨，該汽輪機低壓轉(zhuǎn)子進行高背壓供熱改造后，增加了從連通管處抽汽管道和電動抽汽蝶閥，因#2機在供熱轉(zhuǎn)子運行下，低壓缸排汽溫度較高，低壓轉(zhuǎn)子膨脹量較大，經(jīng)設計廠家統(tǒng)一將低壓差脹報警值提高至8.8mm，跳機值為9.9mm，更改參數(shù)后，供熱季低壓差脹持續(xù)維持在9mm左右，非供熱季低壓差脹也常常達到8mm，均超過原設計報警值7.6mm。

雖然經(jīng)過計算，低壓差脹到達20mm才有可能導致低壓缸內(nèi)部動靜碰磨，但廠家修改低壓差脹報警值時，未充分考慮低壓差脹增大后會導致發(fā)電機轉(zhuǎn)子向后偏移的情況，導致發(fā)電機轉(zhuǎn)子與定子磁力中心線偏差較大，發(fā)電機轉(zhuǎn)子轉(zhuǎn)動中，在定子內(nèi)的氣隙磁場不斷做切割磁力線運動，進而產(chǎn)生軸向推力，當發(fā)電機轉(zhuǎn)子與定子中心線偏差過大時，軸向推力過大，推力軸承難以平衡該推力，會引發(fā)機組異常振動。

通過控制影響低壓差脹的直接因素——低壓缸進汽溫度和壓力后，發(fā)電機轉(zhuǎn)子和定子的磁力中心得到有效保證，汽輪機組軸系振動恢復正常。

表4 各軸承及軸承座振動數(shù)據(jù)表

5 結(jié)論

汽輪機組軸系振動的原因很多，也很復雜，長期異常振動會對機組安全運行產(chǎn)生嚴重威脅。現(xiàn)實工作中要敏銳察覺異常現(xiàn)象，找到引起汽輪機軸系振動的根本原因，分類、分層次進行排查和研究，也可采用排除法，逐一排除引起汽輪機組軸系振動的可能性，找到根本原因并加以改進，最終降低汽輪機振動幅度至正常范圍，保證汽輪機組安全穩(wěn)定運行。

圖4 鍵向及振動傳感器方向

圖5 低壓差脹測點