李衛(wèi)軍，吳文健，蔡文方，應光耀

（國網(wǎng)浙江省電力公司電力科學研究院，杭州 310014）

某軸向排汽式汽輪發(fā)電機組異常振動的分析及處理

李衛(wèi)軍，吳文健，蔡文方，應光耀

（國網(wǎng)浙江省電力公司電力科學研究院，杭州 310014）

某發(fā)電廠2號機組采用軸向排氣式汽輪機，在基建調(diào)試階段出現(xiàn)了軸振及1號瓦振大等異常振動。通過試驗及分析，主要原因是汽輪機排汽端軸瓦支撐剛度低、轉(zhuǎn)子動不平衡，提出了加固軸瓦支撐和軸系動平衡相結(jié)合的處理方法，徹底解決了該振動問題。

軸向排氣；汽輪機；瓦振；支撐剛度；動平衡

0 引言

目前，軸向排汽式凝汽器已被廣泛應用于中小型、超高壓單缸式汽輪機設計中。它具有軸向通流阻力小、效率高的優(yōu)點；且廠房基礎布置簡單，減少了土建周期和成本。但該型機組其中一個軸瓦位于低壓排汽缸內(nèi)的排汽通道上，其軸承箱為座缸式，由4個支撐桿支撐定位，排汽直接作用在支撐桿上[1-2]。

浙江省內(nèi)投運的聯(lián)合循環(huán)供熱機組中，7臺9F聯(lián)合循環(huán)機組的汽輪機采用單缸、軸向排汽結(jié)構(gòu)。其中5臺為西門子9F級V94.3型燃氣輪機組，汽輪機組的中低壓缸采用了合缸軸向排汽結(jié)構(gòu)，汽輪機軸系振動較好；2臺由哈汽廠設計的9FA燃氣聯(lián)合循環(huán)機組的汽輪機也采用此結(jié)構(gòu)，其汽輪機排汽端的軸瓦因設計、制造、安裝等原因?qū)е聞觿偠容^低，軸瓦與缸體連接支撐剛度偏低，引起瓦振較大或波動，甚至軸系不穩(wěn)定現(xiàn)象，應當引起重視。

某發(fā)電廠2號機組的汽輪機為哈汽廠設計生產(chǎn)的首臺國產(chǎn)化超高壓、大功率軸向排汽式汽輪機，在基建調(diào)試中同時出現(xiàn)了1號瓦振動大、轉(zhuǎn)子動不平衡、轉(zhuǎn)子動靜碰摩振動問題，增加了振動分析與診斷的難度。通過振動測試與分析，診斷出機組異常振動的根源，并及時采取處理措施，保證了該機組的安全穩(wěn)定運行。

1 機組振動現(xiàn)象

1.1 機組概況

2號機組為9F級燃氣蒸汽聯(lián)合循環(huán)熱電聯(lián)產(chǎn)機組，采用多軸布置，由1臺250 MW的9FA型燃氣輪發(fā)電機組和1臺90 MW級供熱汽輪發(fā)電機組組成。汽輪機為哈爾濱汽輪機廠生產(chǎn)的LNC/N115-9.88/539/1.9型單缸（高壓段與低壓段布置在同一缸內(nèi)）二級抽汽、軸向排汽凝汽式汽輪機。汽輪機發(fā)電機組軸系由汽輪機與發(fā)電機轉(zhuǎn)子組成，采用剛性聯(lián)軸器連接。1號、2號軸瓦為可傾瓦，3號、4號軸瓦為橢圓瓦。各軸承座內(nèi)設有頂軸油裝置，軸系布置見圖1，汽輪機的現(xiàn)場實測臨界轉(zhuǎn)速為1 600 r/min。

1.2 振動現(xiàn)象

機組于2014年8月30日首次啟動，轉(zhuǎn)速剛到3 000 r/min時，1號瓦軸振為44 μm、瓦振為36 μm。定速3 000 r/min及帶負荷后，軸振、瓦振出現(xiàn)了大幅波動現(xiàn)象，1號瓦軸振、瓦振分別在44～112 μm與40～120 μm之間波動。1號瓦振多次大于100 μm，嚴重影響機組的安全運行，振動數(shù)據(jù)見表1。

圖1 機組軸系布置示意

表1 機組首次啟動時振動數(shù)據(jù) μm

2 異常振動分析及診斷

從表1可知，1號瓦的軸振、瓦振波動較大，且波動幅度也大，但始終以1X分量為主，屬于普通強迫振動。普通強迫振動是由確定的外部激振力（通常是轉(zhuǎn)子質(zhì)量不平衡）引起的振動，其大小取決于轉(zhuǎn)子不平衡量和軸瓦支撐剛度。

2.1 機組軸系動不平衡分析

2.1.1 汽輪機轉(zhuǎn)子存在動不平衡量

汽輪機轉(zhuǎn)子1號、2號瓦在臨界轉(zhuǎn)速即1 600 r/min的軸振分別為192 μm與73 μm，以1X分量為主，相位角相同；3 000 r/min的軸振分別為44 μm與82 μm，以1X分量為主，相位角相反，反映汽輪機轉(zhuǎn)子上存在一定的動不平衡現(xiàn)象。

2.1.2 轉(zhuǎn)子動靜碰磨引起熱不平衡

機組運行過程中，1號、2號瓦軸振存在爬升或波動現(xiàn)象。軸封汽溫度不匹配或波動、轉(zhuǎn)子的軸封間隙偏小、轉(zhuǎn)子存在較大動不平衡等因素，均可導致轉(zhuǎn)子發(fā)生動靜碰磨，引起軸振爬升或波動現(xiàn)象。檢查發(fā)現(xiàn)，因汽封供汽調(diào)門內(nèi)漏等原因，軸封汽溫度在210～260℃間大幅波動時，1號、2號瓦軸振大幅波動或爬升。

若為轉(zhuǎn)子動靜碰磨，經(jīng)過磨合后，軸封、汽封間隙有可能增大。但2014年9月2日機組再次開機，定速3 000 r/min后，1號瓦的軸振變化較小，瓦振顯著增大；2號、3號軸振爬升較大，振動相位為同相，數(shù)據(jù)見表2。同時，在機組停機過程中，又發(fā)生了更嚴重的動靜碰磨現(xiàn)象，且碰磨部位可能位于2號瓦端或汽發(fā)對輪處。汽輪機轉(zhuǎn)子動靜碰磨后，因碰磨較劇烈，可能導致熱彎曲，轉(zhuǎn)子產(chǎn)生了一定的熱不平衡量。隨后運行中，汽輪機轉(zhuǎn)子的軸振更大，更容易誘發(fā)動靜碰磨，致使轉(zhuǎn)子軸振增大，1號瓦振不穩(wěn)定。

表2 機組再次啟動時振動數(shù)據(jù) μm

因此，軸封間隙較小、軸封汽溫度波動過大誘發(fā)該汽輪機轉(zhuǎn)子動靜碰磨，致使轉(zhuǎn)子產(chǎn)生了一定熱不平衡量，表現(xiàn)為2號、3號瓦軸振大幅增大。

2.2 機組1號瓦支撐剛度分析

機組定速3 000 r/min時，1號瓦振為40～50 μm；機組帶負荷過程中，1號瓦振在70～120 μm之間波動，且隨轉(zhuǎn)子1號、2號瓦軸振的惡化而變大。

2.2.1 1號瓦的支撐剛度較弱

文獻[3]表明，對于坐落在排汽缸上的軸瓦，運行中出現(xiàn)軸振小、瓦振大的情況，則應檢查支撐系統(tǒng)如軸瓦緊力、間隙、瓦枕墊塊接觸情況。

對于定速3 000 r/min的不同工況運行汽輪機，剛性支撐瓦軸振/瓦振約為3～6；揉性支撐軸瓦的軸振/瓦振約為1～2[4-5]。機組汽輪機為雙支撐結(jié)構(gòu)，2號瓦位于高壓進汽側(cè)，為落地式軸瓦，軸瓦連接剛度較高；而1號瓦位于低壓排汽側(cè)，軸承座通過連桿和低壓缸相連，連接剛度較弱可能會引起軸瓦振動增大。在不同工況下，2號瓦振均小于20 μm，軸振/瓦振約為10，表明2號瓦支撐剛度較高。

機組剛定速3 000 r/min時，1號瓦振40～50μm，并隨軸振的波動而大幅波動，其軸振/瓦振約為1。隨著機組負荷的升高，1號瓦承載加大或轉(zhuǎn)子動靜碰磨，1號瓦振隨軸振的波動而波動，其軸振/瓦振約為0.75。東汽廠生產(chǎn)的600 MW汽輪機的低壓轉(zhuǎn)子軸瓦因支撐剛度偏低，低壓轉(zhuǎn)子支撐瓦振（蓋振）較大[4]，其軸振/瓦振約為1.0左右，且較穩(wěn)定。

因此，1號瓦振大且不穩(wěn)定的主要原因為1號瓦動剛度偏小或連接剛度偏低。

2.2.2 標高對1號瓦波動的影響

不同運行工況下，1號、2號瓦溫分別為74°與56°，均較穩(wěn)定，即1號比2號瓦溫高18°，相差較大。1號瓦承載過大，在軸承載荷增加時，由于油膜厚度變薄而使軸頸與軸瓦之間的摩擦阻力增大，嚴重時會導致軸瓦與軸頸發(fā)生動靜摩擦現(xiàn)象[6]，可能導致軸瓦磨損，表現(xiàn)為軸振較小時，軸瓦振動較大。檢修中發(fā)現(xiàn)，1號瓦存在部分磨損。因此，1號瓦振大且波動可能和1號瓦標高偏高有關。

根據(jù)上述分析，1號瓦振大且波動的原因為轉(zhuǎn)子上存在一定的動不平衡、1號瓦支撐剛度低、1號瓦標高偏高。

3 振動處理措施

3.1 提高1號軸瓦支撐剛度

在1號瓦軸承的下半兩側(cè)各裝焊2根支撐管，支撐管與水平面成25°角，見圖2，用以提高1號瓦的支撐剛度。

3.2 調(diào)整軸瓦標高

根據(jù)1號、2號瓦溫，決定拆除1號瓦下50 μm墊片，將1號瓦的標高降低50 μm；在2號軸瓦下加100 μm的墊片，將2號瓦標高提高100 μm，使汽輪機轉(zhuǎn)子兩端軸瓦的承載大致相當。同時，對1號瓦塊磨損部位進行了處理。

處理后，1號、2號瓦溫分別為71°與56°，1號瓦溫有所降低，軸振、瓦振較穩(wěn)定。

3.3 增大汽封間隙

停機檢查發(fā)現(xiàn)，汽輪機前軸封、后軸封、汽發(fā)對輪的油檔磨損嚴重。對汽輪機軸封齒進行修復，并將其間隙調(diào)大至0.9 mm。對軸封供汽調(diào)節(jié)閥處理，使軸封汽供汽溫度可調(diào)整至不同溫度，并不波動。處理后，機組后續(xù)啟動運行中，軸封汽溫度穩(wěn)定在255℃。機組在不同工況下軸系軸振較穩(wěn)定。

3.4 動平衡降低汽輪機轉(zhuǎn)子的軸振

機組首次定速3 000 r/min的振動較大，且1號、2號瓦振為反相，相位角較穩(wěn)定；但考慮到1號瓦臨界轉(zhuǎn)速小軸振較大，為188 μm，因此，在汽輪機轉(zhuǎn)子上施加反對成分量。同時，2號、3號瓦軸振均較大，且振動相位角大小相當，汽發(fā)對輪處可能存在一定的不平衡，應在汽發(fā)對輪上加重，調(diào)整動平衡。

在停機消缺過程中，重點消除1號瓦振，適當減小2號瓦軸振，在汽輪機轉(zhuǎn)子1號瓦（排汽側(cè)）加重0.25 kg，逆轉(zhuǎn)向300°，2號瓦側(cè)（進汽側(cè)）為0.232 kg，逆轉(zhuǎn)向120°。處理后，機組于9月11日開機，定速3 000 r/min及帶負荷過程中，1號瓦軸振為40 μm、瓦振最大為30 μm；2號、3號瓦軸振有所減小，數(shù)據(jù)見表3。

圖2 1號瓦支撐加固

表3 機組初次動平衡后振動數(shù)據(jù) μm

為進一步降低軸系振動，在汽輪機缸內(nèi)2號瓦側(cè)（進汽側(cè)）加重0.116 kg，逆轉(zhuǎn)向120°；汽發(fā)對輪上加重0.70 kg，逆轉(zhuǎn)向125°。加重后于2014年10月21日開機，1號瓦軸振變化較小，瓦振為30 μm，且較穩(wěn)定；2號瓦軸振明顯減小，由149 μm降低至118 μm；機組可穩(wěn)定運行，數(shù)據(jù)見表4。但2號、3號、4號瓦軸動均略大于100 μm，振動以1X分量為主；且3號、4號軸振反相。因此，應在發(fā)電機轉(zhuǎn)子上加重，消除發(fā)電機轉(zhuǎn)子動不平衡量，進一步降低軸系振動。

在隨后的停機檢修中，在發(fā)電機轉(zhuǎn)子汽端施加0.44 kg，逆轉(zhuǎn)向340°；勵端施加0.44 kg，逆轉(zhuǎn)向140°的平衡塊。2015年1月啟動后，機組在不同工況下，各瓦軸振均小于72 μm、瓦振小于30 μm；且1號瓦軸振穩(wěn)定在47 μm左右，其軸振/瓦振之比為1.5，且較穩(wěn)定，具體數(shù)據(jù)見表4。

表4 機組調(diào)整動平衡后X向軸振數(shù)據(jù)

4 結(jié)論

通過對某發(fā)電廠汽輪機組振動測試分析、診斷及處理，將機組的振動降低至優(yōu)良，確保其安全穩(wěn)定運行。通過振動分析及處理，結(jié)論如下：

（1）1號瓦軸振大且大幅波動的原因為軸瓦與低壓缸連接支撐剛度較低，在其間焊接2根支撐管，提高其剛度。處理后，1號瓦振減小至 30 μm，并很穩(wěn)定。

（2）汽輪發(fā)電機組在運行中因動靜碰磨產(chǎn)生了熱不平衡，加大軸封間隙并確保軸封汽溫度的穩(wěn)定；分別在汽輪機轉(zhuǎn)子、汽發(fā)對輪、發(fā)電機轉(zhuǎn)子上調(diào)整動平衡，消除了轉(zhuǎn)子的原始不平衡量與熱不平衡量，避免轉(zhuǎn)子動靜碰磨。處理后，機組的軸振均小于76 μm，且較穩(wěn)定。

[1]姚蘭香.聯(lián)合循環(huán)汽輪機的熱力設計探討[J].東方電氣評論，2003，17（4）∶197－201.

[2]張曉麗.聯(lián)合循環(huán)汽輪機軸向排汽缸蒸汽流場的數(shù)值模擬研究[J].熱力透平，2008，27（3）∶133-135.

[3]楊建剛.旋轉(zhuǎn)機械振動分析與工程應用[M].北京：中國電力出版社，2007.

[4]陸頌元.600 MW汽輪發(fā)電機組振動缺陷剖析[J].汽輪機技術，2008（2）∶131－133.

[5]田偉剛.大型旋轉(zhuǎn)機械軸振瓦振比例關系的深入研究[J].振動與沖擊，2008，27（S）∶82-84.

[6]張艾萍.汽輪機組振動幅值與軸承載荷及油膜剛度之間的關系[J].汽輪機技術，2002，44（2）∶81-82.

（本文編輯：陸 瑩）

Analysis and Treatment of Abnormal Vibration of Axial Exhaust Steam Turbine Generating

LI Weijun，WU Wenjian，CAI Wenfang，YING Guangyao
（State Grid Zhejiang Electric Power Research Institute，Hangzhou 310014，China）

Axial exhaust steam turbine is applied in No.2 generating units in a power plant.Abnormal vibration of shafting and No.1 bearing happened during capital construction and commissioning.It is analyzed through test that the reasons are lower stiffness of bearing at steam exhaust end and rotor unbalance.The paper suggests reinforcing bearing support and dynamic shafting balance to thoroughly eliminate the vibration.

axial steam exhaust；steam turbine；bearing vibration；support stiffness；dynamic balance

TK267

B

1007-1881（2015）11-0008-04

2015-09-17

李衛(wèi)軍（1975），男，高級工程師，主要從事汽輪機故障診斷及處理工作。