某600 MW超臨界汽輪發電機組軸系振動異常分析及處理

郭 嘉，何新榮，譚 銳，傅行軍

(1.國能南京電力試驗研究有限公司，江蘇 南京 210046；2.東南大學火電機組振動國家工程研究中心，江蘇 南京 210096)

振動是保證汽輪發電機等大型旋轉機械安全穩定運行的一個重要因素[1]，是評價機組檢修質量好壞的一個重要指標。某些電廠傳統觀點認為檢修后的機組振動應該比檢修前好，至少也應該維持在檢修前水平，然而在現場處理振動問題時，不可避免會遇到檢修后出現振動異常的現象。檢修后影響振動的因素很多，其中軸系質量分布改變是常見的一種因素[2]，軸系質量分布改變破壞了機組原有的平衡，新的不平衡在旋轉狀態下會產生附加不平衡力，該力可導致機組振動異常。

本文針對某600 MW機組檢修后振動異常現象，分析原因并提出處理方案，最終使機組順利定速帶負荷運行。

1 機組振動異常概述

某電廠一期工程2號機組汽輪機為上海汽輪機廠有限公司生產的N600/24.2/566/566型超臨界中間再熱凝汽式汽輪機，該汽輪機為反動式、單軸、三缸四排汽結構；發電機為上海電機廠有限公司生產的QFSN-630-2型發電機。汽輪發電機軸系由高中壓轉子、2根低壓轉子、發電機轉子和勵磁機轉子共5根轉子及9個支撐軸承組成，軸系支撐如圖1所示。高中壓缸軸承座采用落地結構，低壓缸軸承與相關的低壓外缸組合一體，為座缸式軸承座。

圖1 軸系結構

該機組2020年10月檢修前各軸承振動良好，檢修期間主要進行了低壓缸通流間隙調整，聯軸器連接時確保聯軸器的張角、軸系同心度等參數都在檢修標準范圍內。

11月18日機組檢修后首次啟動，在沖轉過程中，發現轉速低于2300 r/min時，機組各軸承振動良好，繼續升轉速后，2號、3號、4號軸承出現振動快速爬升。定速3000 r/min后，2號、3號、4號軸承振動明顯偏大，振動數據如表1所示。隨后進行約5 h空載暖機電氣試驗，電氣試驗結束后機組停機，測試得到機組停機過程的伯德圖，如圖2—圖5所示。

表1 空載機組定速振動數據 單位:通頻/工頻μm/μm∠°

圖2 1號軸承停機伯德圖

圖3 2號軸承停機伯德圖

圖4 3號軸承停機伯德圖

圖5 4號軸承停機伯德圖

2 原因分析

由現場采集數據可知，檢修后定速期間2號、3號、4號軸承振動出現異常，機組振動以工頻振動為主。初步分析振動異常是由于低壓缸通流間隙調整，機組存在摩擦導致，采用動靜磨合的方式進行處理，但是機組軸系振動保持相對穩定，沒有摩擦故障的特征。

該機組檢修前振動保持良好，檢修過程中只進行了低壓缸通流間隙調整，未進行影響轉子平衡(直軸、葉片的更換)及影響支撐特性的檢修工作。由于2號、3號軸承振動均偏大，振動相位基本一致，并且檢修期間進行了聯軸器重新連接，因此對聯軸器進行檢查，如表2所示。

表2 檢修前后聯軸器參數對比 單位：mm

由表2可知：①檢修后聯軸器的各項參數都在技術要求范圍內；②檢修前后聯軸器連接參數改變較多，轉子高低差比檢修前增大約0.3 mm，聯軸器右張口比檢修前增大約0.07 mm。分析是由于檢修前后聯軸器連接狀態改變導致軸系振動響應變化。

聯軸器連接影響軸系對中狀態，文獻[3-4]說明聯軸器連接狀態改變不僅影響軸系二倍頻響應，也影響工頻成分響應，原因是由于軸系質量分布改變。由伯德圖可知，3號、4號軸承在2892 r/min存在明顯波峰，表明低壓缸轉子的二階臨界轉速距離工作轉速非常近。由振動力學知識可知，臨界轉速附近轉子系統的振動響應敏感[5]。

綜合分析本次檢修后機組振動異常原因:①聯軸器連接狀態改變影響了機組原有軸系質量分布;②低壓缸轉子振動不平衡響應非常敏感，輕微質量分布改變可引起振動響應顯著變化。

3 振動處理

3.1 處理方法

本次檢修后振動異常，從振動性質上主要為普通強迫振動，由于聯軸器連接狀態改變，影響了原有軸系質量分布，導致軸系響應異常敏感。鑒于軸系振動保持相對穩定，采用動平衡方式解決，現場采用動平衡方式較多，常用的2種方法為聯軸器平衡法及諧響應分析法。

a.聯軸器平衡法

在聯軸器處加重會對兩側的轉子都有影響，一般來說，在聯軸器兩側軸承振動都異常且相位同相(相位差小于60°)的情況下，選擇在聯軸器加重會有較好效果[6]。

本次事故中2號、3號軸承振動較大且相位同相，第一選擇是在聯軸器上加重。但是現場由于2號、3號軸承之間的聯軸器上沒有加重孔位；且在聯軸器上加重需要停油，并網時間緊迫不能停油且時間長，無法在聯軸器上加重。因此采用諧響應分析法。

b.諧響應分析法

根據柔性轉子振型特征：一階振型下，轉子兩端的振動大小相等，相位相同，轉子振動呈現對稱分布；二階振型下，轉子兩端的振動大小相等，相位相反，轉子兩端振動呈現反對稱分布。

圖6 諧響應振動分解圖

在滿足正交性的條件下，對稱分量是由于一階型式的不平衡分布引起，反對稱分量是由二階型式的不平衡分布引起。施加對稱配重消除一階型式振動，施加反對稱配重消除二階型式振動[7]。

3.2 實際處理

由于3號、4號軸承振動基本以反對稱分量為主，結合以往經驗可以通過反對稱配重處理3號、4號軸承振動。針對1號、2號軸承振動，分解發現其存在等量對稱以及反對稱分量，需要同時施加對稱及反對稱平衡量。

由于現場暫時缺少高中壓轉子的平衡塊，先進行低壓轉子平衡，最后實施方案為3號瓦側610 g∠95°，4號瓦側610 g∠275°。加重后振動如表3所示。

由表3可知，反對稱加重達到了預期效果，有效降低了3號、4號軸承振動，同時隨著3號軸承振動下降，2號軸承振動也有所降低。這也證實了聯軸器對軸系振動的影響。

表3 低壓缸加重后軸承振動數據 單位:通頻/工頻μm/μm∠°

針對1號、2號軸承振動，需要同時施加對稱以及反對稱平衡量。平衡對稱分量常用2種方式：①可以在轉子兩側同時試加；②在主跨轉子的中間部位加重。但是現場發現1號軸承加重人孔無法打開，高中壓轉子中間部位也無法加重，只能在2號軸承處單側加重。

單平面加重可以視為同時施加了對稱和反對稱分量的特例，按照圖7方式進行分解。

圖7 單平面加重分解示意圖

(1)

由振動力學知識可知，在對應的臨界轉速下相應振型被放大，對不平衡的變化比較敏感。對于汽輪發電機組，由于工作轉速大多在一、二階臨界轉速之間，平衡對稱分量時必須考慮一階臨界轉速下的振動數據。

工程實踐表明，單平面加重有時很難同時兼顧轉子兩側振動以及轉子臨界轉速和工作轉速下的振動，經常會出現所謂的“蹺蹺板”現象。同時單平面加重對振型的正交性要求較大，而且求得的對稱和反對稱的影響系數發散度有時會較大，使用時需要仔細分析，應慎重使用[8]。

在綜合考慮了對稱和反對稱分量后，發現無法同時兼顧1號軸承的過臨界轉速以及2號軸承工作轉速下振動，最后確定過臨界轉速下振動不超過200 μm，工作轉速下振動不超過100 μm。在2號軸承處加重480 g∠90°，結合變閥位將軸系振動降低至可接受范圍內，如表4所示。

表4 處理后軸承振動數據 單位：μm

4 結論

a.聯軸器連接影響軸系對中狀態，一定程度可導致平衡狀態改變。對于不平衡響應敏感的軸系，輕微質量分布改變可導致振動響應顯著變化。

b.采用動平衡方式可將軸系振動降低，動平衡方式有聯軸器平衡法及諧響應分析法等，現場加重根據實際情況選擇。

c.使用諧響應分析法平衡對稱分量時，要同時考慮工作轉速及臨界轉速時的振動。

d.對于振動響應敏感的機組，在檢修時不僅要保證聯軸器連接的各項參數在標準范圍內，還要注意檢修前后參數的對比，盡可能避免由于檢修前后參數大幅改變引起軸系質量分布改變，最終導致振動響應顯著變化。