李世杰

(大唐國際寧德發(fā)電有限公司， 福建 寧德， 355006)

CLN 600MW 汽輪機組軸系振動治理

李世杰

(大唐國際寧德發(fā)電有限公司， 福建 寧德， 355006)

文章通過對 4 號汽輪機組軸系實際振動測量數(shù)據(jù)以及 TN 8000 機組振動在線監(jiān)測分析故障診斷系統(tǒng)、 生產(chǎn)實時監(jiān)視系統(tǒng)圖形數(shù)據(jù)的分析，找出了引起4號汽輪機組軸系振動的主要原因，并提出了解決的方法和措施。

汽輪機，振動，分析，處理

0引言

哈爾濱汽輪機有限公司制造的超臨界、一次中間再熱，三缸四排汽、單軸、雙背壓、凝汽式汽輪機， 型號:CLN 600-24.2/566/566， 采用數(shù)字式電液調節(jié) （DEH）系統(tǒng)。 汽輪發(fā)電機組整個軸系由9個支持軸承支撐。其中高中壓缸和低壓缸設計 6 個支撐軸承， 發(fā)電機 3 個支撐軸承。 #1～#6瓦為四瓦塊的可傾瓦； #7～#8 瓦下瓦為可傾瓦，上瓦為圓筒瓦； #9瓦為圓筒瓦。

1 機組檢修前情況

1.1 機組 #7 瓦振動的過程及情況

2006 年 6 月 168 試運合格后， #7 瓦瓦振逐步增大。 特別是 2006 年 9 月 11 日 CT 跳閘后， 機組再次啟動后， #7 瓦瓦振由 0.04～0.06mm 逐漸升到0.08～0.09mm。

1.2 機組 #5 瓦軸振的過程及情況

2006 年 9 月 8 日 168 試運以來， #5 瓦軸振情況正常， 滿負荷時 X 向軸振在 0.06 mm 左右， Y向在 0.06～0.07mm。 2006 年 10 月 26 日 4 號發(fā)電機抽轉子檢修后啟動， #5瓦軸振X 向軸振達到了0.07mm， Y 向達到了 0.10 mm。 2007 年 4 月 9 日4 號機 #5 瓦軸振情況， X 向軸振達 到了 0.098 mm， Y 向達到了 0.115mm。 有逐漸增大的趨勢。

2 機組檢修前檢查及測試

2.1 發(fā)電機底腳及臺板的檢查

（1）用塞尺測量基礎螺桿墊片與發(fā)電機底腳的間隙， 設計值為 0.02～0.25 mm。 檢查結果只有東側一個基礎螺桿墊片與發(fā)電機底腳有 0.20 mm 間隙，其余手搖墊片不動。

（2）檢查發(fā)電機汽、 勵兩端機座與臺板的接觸情況。發(fā)現(xiàn)發(fā)電機汽端靠B側機座與臺板接觸情況不良， 局部 0.05 mm 塞尺能塞進， 并且發(fā)電機底腳與臺板之間有5張墊子，不符合要求。

（3）檢查發(fā)電機底腳的頂絲手擰不動， 頂絲處于頂緊狀態(tài)。

2.2 機組檢修前 #5～#8 軸瓦振動及 #5、 #6 軸承座和發(fā)電機的外部振動特性測試

（1）在機組空負荷及帶負荷運行期間， 對軸系#5～#8 軸瓦振動， #5、 #6 軸承座和發(fā)電機的外部振動特性進行測試和分析，測試數(shù)據(jù)如表1所示。

（2）機組帶負荷在 430～550 MW 運行， 采用日本 IMV 公司生產(chǎn)的 VA-2004 便攜式振動數(shù)據(jù)采集儀， 對 #5～#8 軸承軸瓦振動和發(fā)電機本體的外部振動特性 （見圖 1～圖 2）進行了監(jiān)測， 具體數(shù)值見表 2～表 4。

表1 機組空載及帶負荷下各瓦振動值

圖1 #5、 #6 軸承座外部振動特性測點布置簡圖

圖2 發(fā)電機定子外部振動特性測點布置簡圖

表2 機組帶負荷 #5～#8 軸承軸瓦振動值

表3 #5、#6 軸承外部振動特性數(shù)據(jù)（水平中分面處垂直方向）μm

表4 發(fā)電機外部振動特性數(shù)據(jù) μm

2.3 機組 #5 瓦 X、 Y 方向軸振升速波特曲線及并網(wǎng)后軸振趨勢圖

機組 #5 瓦X、 Y 方向軸振升速波特曲線見圖3、 圖 4， 并網(wǎng)后帶負荷過程 #5 瓦 X 方向軸振趨勢圖見圖5。

圖3 #5瓦 X 方向軸振升速波特曲線

圖4 #5瓦 Y 方向軸振升速波特曲線

圖5 并網(wǎng)后帶負荷過程#5瓦 X 方向軸振趨勢圖

3 機組檢修前檢查及測試結果分析

3.1 機組 #5 軸承振動異常分析

從表 1、 表 2 可以得出， #5 瓦存在軸振和軸承垂直、 軸向方向振 動偏大問題。 機組在 3 000 r/ min 時， #5 瓦軸振值達到優(yōu)良， 瓦振值也在合格范圍內，頻譜中均以工頻振動為主，這說明機組的初始平衡狀態(tài)良好。隨著機組逐漸帶上負荷，#5 軸承軸振增加較為明顯， 至 600 MW 時， X 方向 由 73.5 μm 增 加 到 102.3 μm， Y 方 向 由 76.3 μm 增加到 122.6 μm， 軸瓦垂直方向由 33.5 μm增加到 57.3 μm。 從頻譜上看， #5 瓦軸振和瓦振的增加主要是由工頻振動的增加引起的，即振動的性質為強迫振動，負荷的變化對轉子產(chǎn)生了一定的擾動，由于其增加的主要成份為工頻，因此初步分析轉子在#5瓦處產(chǎn)生了熱變形從而導致熱彎曲使激振力增大，該激振力隨著負荷增加而逐步增大， 從而使軸振和瓦振增大。 此外， #5瓦軸向瓦振偏大， 達 66.8 μm， 頻譜分析均以工頻振動為主，進一步對軸承座的外部振動特性進行檢查，發(fā)現(xiàn)在軸瓦軸向前后剛度存在嚴重的不對稱，這從表 3可以看出。 因此， 初步分析， 引起#5瓦軸向瓦振偏大的主要原因為軸瓦軸向前后剛度存在嚴重的不對稱，同時激振力偏大也加劇了軸向瓦振。

3.2 機組 #6 軸承振動異常分析

從表 1、 表 2 可以得出， #6 瓦存在軸承垂直、軸 向 方 向 振 動 偏 大 問 題 。 機 組 在 3 000 r/min 時 ，#6瓦軸振值達到優(yōu)良， 瓦振值也在合格范圍內，頻譜中均以工頻振動為主，這說明機組的初始平衡狀態(tài)良好。但隨著負荷的升高，垂直方向瓦振也 逐 步 增 大 ， 至 600 MW 時 ， 垂 直 方 向 瓦 振 由39.2 μm 升高至 61.2 μm， 而軸振基本不變， 這表明 #6瓦處的激振力較小， 引起瓦振增大的主要原因為軸承座及其支持系統(tǒng)剛度不夠，隨著負荷的增加，其動剛度由于缸體受熱變形不是很均勻而有一定程度的下降，從而使瓦振也逐漸增大，當機組帶滿負荷后，機組膨脹和缸體受熱變化穩(wěn)定，軸承動剛度則也趨于穩(wěn)定，振動則保持在一個穩(wěn)定水平。 此外， #6 瓦軸向瓦振偏大， 達 64.0 μm，初步分析，其主要原因為軸瓦軸向前后剛度存在嚴重的不對稱。

3.3 機組 #7 軸承振動異常分析

從表 1、 表 2 可以得出， #7 瓦存在軸承垂直振動超限、 軸向方向振動偏大問題。 機組在 3 000 r/min 時， #7 瓦軸振值達到優(yōu)良， 瓦振值也在合格范圍內，頻譜中均以工頻振動為主，這說明機組的初始平衡狀態(tài)良好。但隨著負荷的升高，垂直方向瓦振也逐步增大， 至 600 MW 時， 垂直方向瓦 振 由 42.2 μm 升 高 至 86.4 μm， 期 間 X 方 向 軸振增大約 20 μm， 達 77.3 μm， 仍為優(yōu)良水平。 初步分析，隨著負荷的增加，傳遞給軸承座的激振力有所增大，由于其軸承座及其支持系統(tǒng)剛度不足，使瓦振也逐漸增大，且增大幅度大于軸振。現(xiàn)場進一步對發(fā)電機的外部振動特性進行檢查，具體數(shù)據(jù)如表4所示。測試結果表明，發(fā)電機灌漿層質量良好，其振動均較小，而在發(fā)電機定子本體 45°和水平方向， 其振動偏大， 且汽端高于勵端。對于機座、臺板和灌漿層的振動而言，汽端左右兩角機座與臺板的振動差高達 40 μm 左右，這說明了汽側發(fā)電機機座底腳承載分布不夠好，造成了軸承座及其支持系統(tǒng)剛度不足。此外，由于在發(fā)電機軸向不同位置，其基座的振動相差較大，使其軸向剛性不對稱，這是引起軸向振動的主要原因。

3.4 機組 #8 軸承振動異常分析

從表 1、 表 2 可以得出， #8 瓦存在軸承垂直振 動偏 大問 題。 初 步分 析， 在 3 000 r/min 時， #8瓦軸振值達到優(yōu)良，瓦振值也在合格范圍內，頻譜中均以工頻振動為主，這說明機組的初始平衡狀態(tài)良好。但隨著負荷的升高，垂直方向瓦振也逐步增大， 至 600 MW 時， 垂直方向瓦振由 38.2 μm 升高至 62.0 μm， X、 Y 方向軸振基本穩(wěn)定低于 76 μm， 仍為優(yōu)良水平。 從表 4 看， 勵端右側機座與臺板的振動差達 12.4 μm， 而勵端左側機座與臺板的振動差達 6.9 μm， 這說明了勵側發(fā)電機機座底腳承載同樣存在分布不夠好，隨著負荷的升高，發(fā)電機受熱后，造成了軸承座及其支持系統(tǒng)剛度逐步下降，從而引發(fā)振動，當機組帶滿負荷后，軸承座及其支持系統(tǒng)剛度趨于穩(wěn)定，軸瓦振動不再增大。

4 通過對4號汽輪發(fā)電機組系統(tǒng)的檢查及測量分析確定處理的方案及措施

通過對4號汽輪機組軸系實際振動測量數(shù)據(jù)以及 TN 8000 機組振動在線監(jiān)測分析故障診斷系統(tǒng)、生產(chǎn)實時監(jiān)視系統(tǒng)圖形數(shù)據(jù)的分析，確定福建大唐國際寧德發(fā)電有限責任公司4號機組軸系振動治理方案如下:

（1）4 號機 #5 瓦側軸封回汽管檢查， 確定鋪設是否合理。

（2）4 號機 #5、 #6 瓦軸承箱檢查， 是否有開焊、裂紋、松動部件影響軸承箱的剛度，必要時增加#5、 #6 瓦軸承箱的剛度。

（3）4 號機低-低、 低-發(fā)對輪解開， 復查對輪飄偏、晃度、對輪中心、對輪連接螺栓緊力。

（4）4 號機盤車齒輪飄偏、 晃度測量， 連接螺栓緊力復查。

（5）4 號機低壓Ⅱ轉子揚度及軸承座揚度測量，以低壓Ⅱ轉子為基準。

（6）4 號機 #6、 #7 軸瓦球面接觸情況檢查。

（7）4 號機發(fā)電機臺板連接螺栓拉緊力檢查。

（8）4 號機發(fā)電機底腳與連接螺栓墊片間的間隙檢查。

（9）4 號機發(fā)電機底腳頂絲檢查。

（10）4 號機 #5～#8 軸瓦檢查。

（11）4 號機發(fā)電機底腳接觸不良處理及二次灌漿層抽查。

（12）4 號機勵磁短軸找中心。

（13）4 號汽輪機組滑銷系統(tǒng)檢查并加油。

（14）4 號汽輪機組低發(fā)聯(lián)軸器發(fā)電機側所加配重取掉。

（15）4 號機發(fā)電機底腳墊片嚴格按發(fā)電機廠布置圖布置，如圖6所示。

發(fā)電機機座底部所有墊片設計必須具有同樣的槽形和槽距，每片至少含有2條槽。在同一層次或同一平面上相鄰兩片墊片相隔間隙不大于25 mm。

圖6 發(fā)電機機座底部階梯墊片布置圖

（16）4 號汽輪機組做高速動平衡。

5 4號汽輪發(fā)電機組經(jīng)過正常小修后的試運情況

4號機組經(jīng)過 19天的小修， 對分析制定治理軸系振動前 16條方案和措施逐一檢查消除， 機組修后于 2007 年 5 月 7 日 0∶30 沖車、 帶負荷振動，數(shù)據(jù)如表5所示。

表5 4號汽輪機第三次沖車空負荷及帶滿負荷機組軸系振動

6 結束語

通過4號機軸系的綜合治理，可以得出:該軸系的振動是由發(fā)電機基礎問題、聯(lián)軸器中心、安裝質量等多方綜合原因引起的。通過調整中心，改善發(fā)電機底部接觸情況，以及動平衡試驗等綜合治理，解決了軸系振動的難題。同時公司4號汽輪機組軸系的振動與機組運行工況有關，特別是機組在單閥運行時軸系振動較大，順閥運行時軸系振動良好，機組的真空對軸系的振動也有一定的影響。目前機組在不同負荷順閥運行工況下，軸系振動水平在優(yōu)良范圍內。

[1]哈爾 濱汽輪機廠.CLN 600-24.2/566/566 型汽輪機主機說明書

[2]施維 新. 汽輪發(fā)電 機組振動及 事故[M]. 北京: 中國電力出版社,2008

[3]陸頌元.汽輪機發(fā)電機組振動[M].北京:中國電力出版社, 2000

[4]寧德發(fā)電公司.4 號汽輪發(fā)電機組本體施工安裝技術記錄

Hand ling o f Sha ft System Vibration of Steam Turbine Unit in CLN 600 MW

Li Shijie
(Ningde Datang International Power Generation Co.,Ltd.,Ningde Fujian,355006）

Based on the actualmeasurement vibration data of No.4 turbine,TN8000 online vibration analysis and diagnosis system and real-time production monitoring system data,the main reason of No.4 turbine shaft vibration was found,then the solution of shaft vibration was put forward.

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TK268

： B

： 1674-9987(2014)02-0071-05

李世杰 （1970-）， 男， 工程師， 福建大唐國際寧德發(fā)電有限責任公司設備部， 主要從事電廠設備管理工作。