國能龍源電力技術(shù)工程有限責任公司 王 鵬

某超超臨界1000MW 火電機組汽輪機為N1000-28/600/620型一次中間再熱，單軸、四缸、四排汽，九級非調(diào)整抽汽回熱，帶有940mm 末級動葉片的間接空冷凝汽式汽輪機，發(fā)電機為QFSN2-1000-2型三相兩極同步發(fā)電機，采用靜態(tài)勵磁，冷卻方式為水—氫—氫。

1 機組軸系及振動情況

該機組采用模塊化設(shè)計，汽輪機包括1個15級反向單流高壓模塊、1個2×15級的雙分流中壓模塊、兩個2×5級的雙分流低壓模塊。整個汽輪發(fā)電機組的5根轉(zhuǎn)子配有10個支撐軸承，其中#2軸承為四瓣可傾瓦支持-推力聯(lián)合軸承，#1和#3軸承為四瓣可傾瓦結(jié)構(gòu)，#4、#5、#6及#7軸承為三瓣可傾瓦結(jié)構(gòu)，高、低壓轉(zhuǎn)子及發(fā)電機轉(zhuǎn)子為雙軸承支撐，中壓轉(zhuǎn)子為單軸承支撐，汽輪機軸承分別置于5個軸承箱內(nèi)，發(fā)電機橢圓軸瓦置于汽、勵側(cè)端蓋內(nèi)，汽輪機的低壓軸承為適應(yīng)空冷機組背壓變化大的特性均采用落地式布置，以減小由于溫度變化而引起的軸承標高變化，汽輪發(fā)電機中心距17m 運行層高度為1070mm，其軸系布置如圖1所示，傳感器布置如圖2所示，X/Y為軸振測點，K為鍵相測點。

圖1 汽輪發(fā)電機軸系布置圖

圖2 傳感器布置圖

該機組定速3000rpm 及帶負荷時中壓轉(zhuǎn)子的#2和#3軸承軸振動值偏大，振幅隨負荷變化有一定波動，2X 軸振動值最大達到123μm，2Y 軸振動值最大達到119μm，3X 軸振動值最大為92μm，3Y 軸振動值最大為87μm，各軸承軸振動報警值為125μm，跳機值為254μm。發(fā)電機轉(zhuǎn)子#8和#9軸承振動值在定速3000rpm 與帶負荷運行時，振動值變化較大，在定速3000rpm 時，8X 和9X 軸承軸振動通頻值分別為37μm 和26μm，850MW 負荷時，振動值分別達到104μm 和80μm。

2 汽輪發(fā)電機軸系振動原因分析

根據(jù)該機組沖轉(zhuǎn)定速及各負荷工況所采集的歷史振動數(shù)據(jù)，對經(jīng)篩選后的該機組#2和#3軸承振動頻譜數(shù)據(jù)進行分析，頻譜參數(shù)特征表明轉(zhuǎn)子存在一定的質(zhì)量不平衡，各負荷工況#1、#2、#3軸瓦軸振動頻譜數(shù)據(jù)見表1。

表1 機組各負荷工況1/2/3瓦軸振動頻譜參數(shù)

該機組從沖轉(zhuǎn)定速到升1000MW 負荷過程中中壓轉(zhuǎn)子相關(guān)振動參數(shù)穩(wěn)定，振動值的一倍頻分量占通頻量的90%以上，相位穩(wěn)定，高階分量較少。由2X、2Y、3X、3Y 頻譜數(shù)據(jù)可知，#2、#3軸承軸振頻譜以基頻為主，中壓轉(zhuǎn)子的不平衡分量偏大是造成#2、#3軸承軸振動超標的主要原因[1]，其850MW 負荷時#2、#3軸承軸振頻譜圖如圖3所示。

圖3 850MW 負荷#2、#3軸承軸振頻譜圖

發(fā)電機轉(zhuǎn)子#8和#9軸承某一時間段的軸振動趨勢圖如圖4所示，ch1波形軌跡為8X 峰峰值，ch2波形軌跡為8X 一倍頻分量，ch3波形軌跡為9X 峰峰值，ch4波形軌跡為9X 一倍頻分量，橫坐標為時間，縱坐標為振動值（um）。

圖4 #8、#9軸承軸振動趨勢圖

對機組定速及各負荷工況歷史振動數(shù)據(jù)的采集、整理，經(jīng)計算分析可知#8、#9軸承軸振動主要分量是一倍頻，相位相對穩(wěn)定，其他倍頻分量占比小，#8、#9軸承軸振動頻譜參數(shù)見表2。

表2 機組各負荷工況8/9瓦軸振動頻譜參數(shù)

3 汽輪發(fā)電機軸系振動優(yōu)化及處理

通過對歷史運行數(shù)據(jù)的調(diào)取、計算與分析，結(jié)合汽輪發(fā)電機本體技術(shù)資料、軸承頂隙及軸承瓦枕緊力等安裝數(shù)據(jù)，初步判定可通過對中壓轉(zhuǎn)子實施現(xiàn)場動平衡技術(shù)[2-3]，進而減小激振力，達到降低#2、#3軸承軸振動幅值的效果，軸承頂隙及軸承瓦枕緊力原始安裝記錄見表3。根據(jù)表1所列機組軸系振動頻譜參數(shù)進行核算，中壓轉(zhuǎn)子現(xiàn)場動平衡加重位置首選中壓轉(zhuǎn)子兩側(cè)跨內(nèi)現(xiàn)場的平衡面，中壓轉(zhuǎn)子兩側(cè)跨內(nèi)各設(shè)計有現(xiàn)場動平衡使用的30-M24規(guī)格平衡螺孔，在跨內(nèi)加平衡塊對相鄰軸承處振動影響小，加裝位置如圖5所示。為進一步改善#8和#9軸承軸振動水平，減小一半頻分量，對機組帶負荷及升、降速過臨界時的歷史振動數(shù)據(jù)進行采集并進行動平衡計算、分析，考慮對發(fā)電機轉(zhuǎn)子實施精細動平衡調(diào)整方案，進一步優(yōu)化#8、#9軸承的振動幅值。

表3 軸承頂隙及軸承瓦枕緊力

圖5 中壓轉(zhuǎn)子平衡塊加裝

具體處理方案為高壓缸、中壓缸各部位缸內(nèi)溫度降至150℃以下，機組停盤車，根據(jù)設(shè)備廠家圖紙位置拆除中壓缸上部平衡孔處保溫層，用螺栓松動劑、煤油浸泡中壓外缸平衡孔絲堵并拆除。以鍵相探頭傳感器實際鍵相槽旋轉(zhuǎn)至水平位置作為零點，在中壓轉(zhuǎn)子加平衡塊6塊共750g，即以前軸承箱鍵相槽為零點逆時針轉(zhuǎn)40°在中壓轉(zhuǎn)子#2軸承側(cè)加三塊總重375g，逆時針轉(zhuǎn)220°在中壓轉(zhuǎn)子#3軸承側(cè)加重三塊總重375g。為進一步優(yōu)化發(fā)電機轉(zhuǎn)子兩端軸承處軸振動幅值，在#9軸承風扇槽槽內(nèi)以從前軸承箱鍵相槽引至發(fā)電機側(cè)的零點逆轉(zhuǎn)向130°加重150g，加裝位置如圖6所示，低發(fā)對輪電端逆轉(zhuǎn)向150°加重360g，加裝位置如圖7所示。

圖6 #9軸承風扇槽槽內(nèi)逆轉(zhuǎn)向130°加重150g

圖7 低發(fā)對輪電端逆轉(zhuǎn)向150°加重360g

4 汽輪發(fā)電機精細動平衡實施效果

該機組動平衡方案實施后啟機定速3000rpm時，#2、#3、#8、#9各軸承處軸振動參數(shù)較動平衡實施前有大幅度的降低，過臨界轉(zhuǎn)速時各參數(shù)波動較小且數(shù)據(jù)穩(wěn)定，機組運行關(guān)鍵監(jiān)控參數(shù)及軸系振動情況數(shù)據(jù)見表4，可見機組各軸承軸振動值均達到≤76um 的優(yōu)良標準。

表4 機組額定轉(zhuǎn)速時關(guān)鍵參數(shù)及軸系振動情況

該機組并網(wǎng)帶負荷后各參數(shù)均有一定波動變化，但振動參數(shù)均處于優(yōu)良標準范圍，其1000MW 負荷時后臺部分振動監(jiān)測數(shù)據(jù)見表5，后續(xù)可繼續(xù)通過精細動平衡進一步降低各軸瓦軸振動幅值，實踐表明本次汽輪發(fā)電機振動優(yōu)化及處理高效完成，精細化動平衡方案實施效果顯著。

表5 1000MW 負荷時部分振動監(jiān)測數(shù)據(jù)

5 總結(jié)及建議

一是動平衡方案計算所需的歷史數(shù)據(jù)應(yīng)進行篩選及修正處理，TSI 與TDM 相關(guān)歷史振動數(shù)據(jù)存在一定偏差，計算時對比分析后結(jié)合相位情況對數(shù)據(jù)進行必要的修正，采集的歷史振動數(shù)據(jù)應(yīng)包含機組沖轉(zhuǎn)定速、各負荷運行工況及啟停機過程各個階段，動平衡方案的制定應(yīng)綜合考慮平衡塊加裝對整個軸系的影響。

二是導(dǎo)致汽輪發(fā)電機振動的原因較多，相關(guān)因素相互影響且關(guān)聯(lián)性強，振動原因分析時需結(jié)合設(shè)備隨機技術(shù)文件，以及原始安裝記錄對所采集的歷史振動數(shù)據(jù)進行綜合分析，該機組汽輪發(fā)電機軸系振動偏大的主要原因為，中壓轉(zhuǎn)子不平衡分量偏大及發(fā)電機轉(zhuǎn)子的熱不平衡分量偏大導(dǎo)致，各軸承軸振較大處均以一倍頻分量為主，高階分量少，相位穩(wěn)定，通過現(xiàn)場動平衡技術(shù)進行振動優(yōu)化及處理效果良好且調(diào)整工作量較小，為后續(xù)同類型機組整個軸系的動平衡方案的實施提供實踐依據(jù)。