李衛(wèi)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(fā)電機組具有容量大、效率高、安全可靠等優(yōu)點，已應用于各大發(fā)電廠。經過多年的軸系特性研究及優(yōu)化［1-2］，其安全穩(wěn)定性有所提升［3］。然而，個別機組在調試或運行中，出現(xiàn)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(fā)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(fā)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(fā)電工程（簡稱“爪哇7號工程”）1號機組調試中低壓缸B、發(fā)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(fā)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(fā)電機［12］。軸系布置與振動監(jiān)測系統(tǒng)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(fā)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(jiān)視系統(tǒng)），通過華科同安TN8000 型TDM（汽輪機診斷及管理）系統(tǒng)、本特利408DPSi系統(tǒng)動態(tài)監(jiān)測機組振動。

圖1 軸系布置

低壓轉子采用傳統(tǒng)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(fā)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(xiàn)象及原因分析

2.1 振動現(xiàn)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(wěn)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(shù)據(jù)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(fā)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(fā)電機轉子或汽發(fā)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(tài)，表明低壓轉子或發(fā)電機轉子發(fā)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(fā)生了動靜碰磨。

3）根據(jù)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(wěn)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(xiàn)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(xiàn)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(tǒng)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(tǒng)的支撐剛度不足。發(fā)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(fā)電機定子底部載荷分布不均是6號瓦振動大且不穩(wěn)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(fā)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(xiàn)象。

在機組停機過程中，采用錘擊法對5號瓦、發(fā)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(fā)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(qū)內，而19.2 Hz和1 160 r/min頻率一致，容易出現(xiàn)結構共振現(xiàn)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(jié)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(fā)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(xiàn)場軸系動平衡

在汽發(fā)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(shù)據(jù)見表4。

表4 機組定速3 000 r/min時軸振數(shù)據(jù)

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(wěn)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(xù)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(fā)電，成為印尼首臺并網發(fā)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(wěn)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(wěn)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(xiàn)象。依據(jù)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(fā)生劇烈動靜碰磨，產生熱彎曲。轉子發(fā)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(fā)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(fā)軸向瓦振偏大。

因此，對低壓轉子采取調整間隙、動靜碰磨、發(fā)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(shù)據(jù)見表5。分析如下：

表5 LPB碰缸試驗數(shù)據(jù) 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(xiàn)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?？紤]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(tài)較理想。

4.3 發(fā)電機定子底部載荷分配調整

解開低發(fā)聯(lián)軸器，進行發(fā)電機定子底部載荷試驗，測試定子地腳負載分布發(fā)現(xiàn)：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(fā)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(fā)電機轉子中心。通過優(yōu)化調整，確保發(fā)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(jù)定子底部載荷沿端蓋到中部大致以6∶3:1 的遞減分布規(guī)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(fā)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(fā)電機轉子組成的軸系中心，為防止軸系不平衡量發(fā)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(wěn)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(fā)電機轉子軸系仍存在不平衡現(xiàn)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(wěn)定。動平衡前后機組振動數(shù)據(jù)見表6。

表6 動平衡前后機組振動數(shù)據(jù)

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(wěn)定運行。不同工況下的軸振數(shù)據(jù)見表7。此后的運行中，機組振動穩(wěn)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(wěn)定運行至2020 年10 月底的檢查性大修，期間振動較穩(wěn)定。

表7 不同工況下的軸振

5 機組軸系穩(wěn)定性提升措施

5.1 2號機組軸系穩(wěn)定性提升措施

在該發(fā)電廠2號機組調試前，為預防出現(xiàn)軸系振動不穩(wěn)定故障。對LPA、LPB 進行了基于碰缸試驗的動靜間隙優(yōu)化，調整了發(fā)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(yōu)良，而且振動穩(wěn)定。

5.2 1 號機組碰磨的驗證及軸系穩(wěn)定性提升措施

在2020 年12 月的檢查性大修中發(fā)現(xiàn)，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(xiàn)嚴重的碰磨痕跡，也驗證了LPB確實出現(xiàn)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(fā)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(xiàn)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(fā)生，提升機組軸系穩(wěn)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(fā)電機定子、軸瓦的連接剛度，作為1 050 MW大型發(fā)電機定子安裝、檢修的關鍵工藝，可有效預防發(fā)電機不穩(wěn)定振動故障。