蔡文方，應(yīng)光耀，吳文健，李衛(wèi)軍

（國網(wǎng)浙江省電力公司電力科學(xué)研究院，杭州 310014）

9FA聯(lián)合循環(huán)機組汽輪機傳感器支架共振故障的分析與處理

蔡文方，應(yīng)光耀，吳文健，李衛(wèi)軍

（國網(wǎng)浙江省電力公司電力科學(xué)研究院，杭州 310014）

某9FA燃氣蒸汽聯(lián)合循環(huán)機組的90 MW汽輪機啟動過程中出現(xiàn)異常共振峰，導(dǎo)致機組無法沖轉(zhuǎn)至額定轉(zhuǎn)速。通過對振動數(shù)據(jù)的變化趨勢、頻譜特征及分頻相位差的分析，否定了共振峰來自轉(zhuǎn)子過臨界，排除了軸承座結(jié)構(gòu)共振、基礎(chǔ)共振等原因，最后判斷原因為渦流傳感器支架發(fā)生共振。在對支架進行加固處理后，振動值恢復(fù)正常，避免了盲目采用動平衡手段降低振動的錯誤方法，介紹的支架共振特征和故障分析方法可為同類故障的分析診斷提供參考。

汽輪機；支架共振；傳感器；相位差；故障診斷

0 引言

渦流傳感器是一種利用電渦流原理測量轉(zhuǎn)子表面相對于傳感器頭部距離變化的非接觸式傳感器，可測取轉(zhuǎn)軸的徑向振動、轉(zhuǎn)軸在軸承中的靜態(tài)位置及鍵相信號，目前被廣泛應(yīng)用在火力發(fā)電廠汽輪機組的振動測試中。

渦流傳感器安裝時使用金屬支架固定在轉(zhuǎn)軸測點附近的非轉(zhuǎn)動部件上，支架要有足夠的剛度，否則支架的固有頻率落入汽輪機的轉(zhuǎn)速范圍內(nèi)就會發(fā)生共振。共振時傳感器輸出的是轉(zhuǎn)軸的振動信號與支架共振信號的合成，且支架的共振信號占主要部分，甚至完全掩蓋了實際的軸振信號。此時的信號不但不能為故障診斷提供準確的振動數(shù)據(jù)，反而會給診斷帶來干擾，甚至造成誤導(dǎo)。

1 設(shè)備概況

某9FA級燃氣蒸汽聯(lián)合循環(huán)熱電聯(lián)產(chǎn)機組，采用“1+1+1”多軸布置，即由1臺9FA型250 MW級燃氣輪發(fā)電機組+1臺90 MW級抽凝式供熱汽輪發(fā)電機組+1臺雙壓蒸汽余熱鍋爐。其中汽輪機組為哈爾濱汽輪機廠生產(chǎn)的LNC/N115-9.88/ 539/1.9型單缸、雙抽、凝汽式汽輪機，該機型采用軸向排汽，軸系示意見圖1。渦流傳感器安裝在軸承上瓦塊的側(cè)面，考慮到軸承水平剖分面，將傳感器安裝成左上45°和右上45°，如圖2所示。

圖1 機組軸系布置示意

圖2 傳感器支架示意

當(dāng)傳感器探頭中的線圈有高頻電流通過時，即產(chǎn)生高頻電磁場并使得被測轉(zhuǎn)子軸頸表面產(chǎn)生感應(yīng)電流。探頭線圈與金屬導(dǎo)體間的距離與兩者間的阻抗、電感和品質(zhì)因子有著固定的函數(shù)關(guān)系，那么這個距離就可以通過這些電參數(shù)的變化轉(zhuǎn)化成電壓表示出來。轉(zhuǎn)軸振動時，軸表面與傳感器之間距離發(fā)生變化，而這個電壓隨之變化，這樣渦流傳感器就實現(xiàn)了對轉(zhuǎn)軸振動的測量。

2 振動異?，F(xiàn)象

機組于2014年4月25日啟動，低轉(zhuǎn)速下振動良好，820 r/min時2X與2Y軸振（指2號瓦處的X與Y方向的轉(zhuǎn)軸振動）僅為66 μm與50 μm，當(dāng)轉(zhuǎn)速升至850 r/min時，2X與2Y軸振迅速達到398 μm與365 μm，導(dǎo)致汽輪機跳閘?？紤]機組啟動期間2號瓦振（指2號瓦處的軸承座振動）僅為1.1 mm/s且未出現(xiàn)峰值，其實際軸振值在30 r/min內(nèi)不太可能變化300 μm以上，初步判斷該軸振數(shù)值沒有反映出在該轉(zhuǎn)速下的實際軸振情況。強制撤出2號軸振信號保護后，汽輪機于當(dāng)天再次啟動成功沖轉(zhuǎn)至3 000 r/min，現(xiàn)場運行未見異常，啟機BODE（波特）圖見圖3。

回顧第2次機組啟動過程，當(dāng)汽輪機轉(zhuǎn)速從820 r/min升至 850 r/min，2X與 2Y軸振從 51 μm與49 μm迅速達到383 μm與357 μm，2號瓦振僅1.1 mm/s，到890 r/min時軸振又迅速恢復(fù)到66 μm與46 μm；當(dāng)轉(zhuǎn)速從1 590 r/min升至1 690 r/min時，2X與2Y軸振則從75 μm與78 μm爬升到618 μm與585 μm，隨后迅速減小，到1 790 r/min時軸振僅為70 μm與74 μm，升速期間2號振始終維持在1.1 mm/s左右。機組定速 3 000 r/min運行時，2號軸振在140～190 μm之間跳躍波動，引起振動值波動的主要是低頻分量。這次機組啟動過程中，2號軸振表現(xiàn)出以下特征：

（1）根據(jù)機組啟動振動BODE圖（圖3）顯示，2號軸振在轉(zhuǎn)速為850 r/min和1 690 r/min時2次出現(xiàn)振動峰值，振動爬升異常迅速，峰值陡峭，共振轉(zhuǎn)速范圍很窄，與一般轉(zhuǎn)子過臨界的振動特征有差異。

圖3 汽輪機啟動過程2X與2Y軸振的通頻BODE圖

（2）比較機組啟動過程中的2X與2Y軸振一倍頻BODE圖（圖4）和二倍頻BODE圖（圖5）可知，轉(zhuǎn)速為850 r/min時2X與2Y的軸振峰值以二倍頻為主，相位迅速變化，且此時的X與Y方向相位差為180°；轉(zhuǎn)速為 1 690 r/min時2X與2Y的軸振峰值則以一倍頻為主，相位變化明顯，同時也有180°的相位差，如表1所示。

表1 汽輪機第2次啟動時2號瓦軸振數(shù)據(jù)μm∠°

（3）整個機組啟動過程中，2號瓦振都很小，在軸振2次出現(xiàn)尖峰時瓦振都僅為1.1 mm/s，相鄰的1與3號軸振也僅為50 μm左右。

（4）2號軸振在2次共振峰出現(xiàn)前后的振動值很小，基本都在70 μm上下。汽輪機定速3 000 r/min后，2號軸振一直存在低頻分量，頻率成分約為28 Hz（見圖6），且波動不穩(wěn)定。

圖4 汽輪機啟動過程2X與2Y軸振的一倍頻分量BODE圖

圖5 汽輪機啟動過程2X與2Y軸振的二倍頻分量BODE圖

圖6 汽輪機3 000 r/min時2X與2Y軸振的振動頻譜

（5）停機過程中，在汽輪機的轉(zhuǎn)速依次經(jīng)過1 690 r/min和850 r/min時，2號軸振都出現(xiàn)了和啟動過程中同樣的振動尖峰。

3 分析診斷

3.1 軸振特征分析

從振動特征來看，汽輪機轉(zhuǎn)子臨近某一轉(zhuǎn)速時，振動幅值出現(xiàn)明顯的高峰值，并伴隨角度的大幅變化，振動現(xiàn)象似乎吻合轉(zhuǎn)子過臨界時的特性。然而仔細分析該瓦軸振特征，存在以下疑點：

（1）轉(zhuǎn)子過臨界時兩端支撐瓦的軸振會有相同趨勢，而2號軸振出現(xiàn)十分明顯的共振峰時，1號軸振沒有相同的趨勢。

（2）雖然機組軸振與瓦振的數(shù)值有大小差別，但正常情況下軸振與瓦振的變化規(guī)律應(yīng)當(dāng)同步，若轉(zhuǎn)子過臨界振動大，則軸振和瓦振的數(shù)值都會有所表現(xiàn)。2號軸振達到500 μm以上，已遠遠超過跳機值，而瓦振卻僅1 mm/s左右，兩者出現(xiàn)明顯的矛盾。

（3）若2號軸振尖峰為轉(zhuǎn)子的共振峰，則850 r/min和1 690 r/min就可能為該轉(zhuǎn)子的第一、二階臨界轉(zhuǎn)速，這與轉(zhuǎn)子設(shè)計臨界轉(zhuǎn)速相差甚遠。

（4）由于渦流傳感器為左上45°及右上45°安裝，所以2號軸振X與Y方向的一倍頻相位應(yīng)該相差90°左右，而在1 690 r/min時，2X與2Y相位竟相差180°，理論上說不通。另外在轉(zhuǎn)速850 r/min時振動則以二倍頻分量為主，更是與轉(zhuǎn)子過臨界的特征大相徑庭。綜上考慮，可以排除2號軸振出現(xiàn)的峰值是轉(zhuǎn)子過臨界引起。

3.2 原因排查

實測的BODE圖中，幅頻曲線上出現(xiàn)的非臨界轉(zhuǎn)速峰值可能會來自下列原因：

（1）軸承座結(jié)構(gòu)共振；

（2）轉(zhuǎn)子-軸承系統(tǒng)與基礎(chǔ)耦合形成共振；

（3）傳感器安裝部件共振；

（4）測量系統(tǒng)電信號干擾；

（5）轉(zhuǎn)子上存在不平衡量引起的非線性共振[1]。

軸承支撐系統(tǒng)在某轉(zhuǎn)速下發(fā)生共振，瓦振會出現(xiàn)較高的共振峰，甚至瓦振大于軸振，而2號瓦振在整個啟機過程中一直較小，未超過 1.5 mm/s，如表1所示，可以排除該原因。

機組啟動期間現(xiàn)場實測基礎(chǔ)、臺板、缸體等結(jié)構(gòu)未發(fā)現(xiàn)明顯的振動突增現(xiàn)象，可排除轉(zhuǎn)子-軸承系統(tǒng)與基礎(chǔ)耦合形成共振。

機組啟動時軸振僅在汽輪機轉(zhuǎn)速為850 r/min及1 690 r/min時出現(xiàn)2次較明顯的尖峰，其他時間振動相對較小，幅值、相位比較穩(wěn)定，振動信號未出現(xiàn)其他毛刺、突變等異常情況，且振動峰值的出現(xiàn)存在重復(fù)性，表明傳感器獲得的應(yīng)該是正常的振動信號，儀控檢查也未發(fā)現(xiàn)測量系統(tǒng)存在故障，可以排除測量系統(tǒng)存在其他信號干擾或故障的可能。

BODE圖顯示，在2次出現(xiàn)振動峰值前，2號軸振僅為60～70 μm左右，汽輪機轉(zhuǎn)速為3 000 r/min時2X一倍頻也沒有超過90 μm，振動數(shù)據(jù)顯示轉(zhuǎn)子上不存在很大的不平衡量。

3.3 原因判定

出現(xiàn)第1個共振峰時，汽輪機的轉(zhuǎn)速變化30 r/min，2號軸振增加了300 μm以上；出現(xiàn)第2個共振峰時，轉(zhuǎn)速變化90 r/min，振動爬升量超過500 μm。在很窄的轉(zhuǎn)速范圍內(nèi)振動急劇增大又急劇回落，共振峰很陡，共振區(qū)所跨范圍遠遠小于常見的軸系過臨界轉(zhuǎn)速時的共振區(qū)，這些振動特征完全符合傳感器安裝支架共振[2]現(xiàn)象。

從振動數(shù)據(jù)看，2次發(fā)生共振的轉(zhuǎn)速正好成倍數(shù)關(guān)系，在汽輪機轉(zhuǎn)速為850 r/min時共振頻率為二倍頻，而1 690 r/min時是一倍頻發(fā)生共振，由此可判斷是1 690 r/min對應(yīng)的激振頻率（28.17 Hz）激發(fā)出了支架的固有頻率從而引起共振。而850 r/min轉(zhuǎn)速對應(yīng)的激振頻率為14.17 Hz，正好是支架固有頻率的一半，該轉(zhuǎn)速下的二倍頻28.34 Hz正好激發(fā)出支架的固有頻率，使其發(fā)生共振，所以該轉(zhuǎn)速下共振表現(xiàn)出以二倍頻分量為主。

宏觀上，轉(zhuǎn)子1 690 r/min時的不平衡激振力激發(fā)出傳感器支架的固有頻率引發(fā)共振，微觀上即是轉(zhuǎn)子旋轉(zhuǎn)1周（周期為T），支架以某一對稱振型來回往復(fù)運動1次。振動相位實為當(dāng)鍵相槽與鍵相傳感器重合時，振動傳感器逆轉(zhuǎn)向至轉(zhuǎn)子振動高點的角度，也即當(dāng)振動傳感器與振動高點重合時，鍵相槽逆轉(zhuǎn)向至鍵相傳感器的角度。當(dāng)支架發(fā)生共振時，振動高點不再是轉(zhuǎn)子上的振動最大值，而是支架在傳感器安裝位置的振動最大點，于是當(dāng)轉(zhuǎn)子轉(zhuǎn)到某一角度時，支架X方向的振動達到最大，若此時鍵相槽逆轉(zhuǎn)向至鍵相傳感器的角度為φ，這時振動輸出值就顯示2X方向振動角度為φ，而當(dāng)轉(zhuǎn)子轉(zhuǎn)過半圈（T/2周期）時，支架在Y方向振動將達到最大，而此時的角度已經(jīng)變化180°，2Y方向的振動角度就是φ+180°。所以當(dāng)該機組2號軸承支架發(fā)生共振時，X，Y方向的共振頻率分量相位差為180°而非90°，這是該故障的關(guān)鍵性判據(jù)。

4 處理措施

打開2號瓦軸承蓋，取出傳感器支架，實測其尺寸為寬30 mm，厚10 mm，半徑200 mm，支架鋼板相對較薄。一般可從兩方面改變支架的固有頻率，即改變支架剛度或改變其參振質(zhì)量[3]，現(xiàn)場采取對該支架進行臨時加固的辦法。

加固方案為：對傳感器支架底部的支座加焊厚度為5 mm、尺寸為15 mm×15 mm×165 mm的角鋼，對半圓型支架采用4根半徑16 mm、長度420 mm的剛管對稱焊接加固，如圖7所示。加固后機組啟動過程未出現(xiàn)之前的共振尖峰，見圖8。后將支架更換成寬55 mm、厚20 mm的剛架，共振問題得到徹底解決。

圖7 加固前后的傳感器支架

圖8 支架加固后機組啟動過程2X與2Y軸振的通頻BODE圖

5 結(jié)語

振動故障診斷是建立在真實可靠的數(shù)據(jù)基礎(chǔ)之上，虛假的振動信號容易造成對機組運行狀態(tài)或故障類型的誤判。傳感器支架發(fā)生共振時，共振點轉(zhuǎn)速與轉(zhuǎn)子臨界轉(zhuǎn)速偏差較遠，共振峰異常陡峭，且軸振與瓦振不具有同步性，共振時X與Y方向的軸振相位差與傳感器安裝的角度差明顯不符。以上特征可為傳感器共振故障的診斷提供指導(dǎo)，避免將此共振峰誤認為成轉(zhuǎn)子過臨界而盲目采用動平衡手段處理。

渦流傳感器安裝在專用的支架上，支架固定在軸承座一側(cè)。支架要有足夠的剛度，其固有頻率至少要在工作頻率的10倍以上，倘若制作支架的鋼板太薄，或者現(xiàn)場安裝時螺栓有松動，都可能導(dǎo)致支架的固有頻率落入汽輪機的轉(zhuǎn)速范圍內(nèi)，從而引起共振。因此，在設(shè)計制造階段就應(yīng)避免此類問題的出現(xiàn)，而現(xiàn)場支架的安裝也須謹慎，必要時可用專用儀器復(fù)測安裝后的支架固有頻率，杜絕此類問題的發(fā)生。

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

[2]寇勝利.軸振測量中的虛假信號[J].汽輪機技術(shù)，2012，54（2）∶147-150.

[3]高培.核電廠半速發(fā)電機傳感器支架共振解決方法研究[J].核動力工程，2013，34（4）∶133-135.

[4]李衛(wèi)軍，吳文健，應(yīng)光耀，等.半山發(fā)電廠7號燃氣機組軸系異常振動分析與處理[J].浙江電力，2014，33（10）∶49-52.

（本文編輯：陸 瑩）

Analysis and Treatment of Steam Turbine Sensor Bracket Resonance of 9FA Combined Cycle Units

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

An unusual formant occurred in startup of 90 MW steam turbine of 9FA steam-gas combined cycle units，due to which units can not run up to the rated speed.By analyzing trend of vibration data change，spectrum characteristics and frequency phase angel difference，it is denied that the formant is from the overcritical rotor，and bearing pedestal resonance，foundation resonance other reasons are excluded.It is recognized finally that the fault is caused by the bracket resonance of the eddy current sensor.The vibration returned to normal by reinforcement of the bracket，therefore blind balancing treatment is avoided.Bracket resonance characteristics and fault analysis method discussed in the paper can provide a reference for analysis and diagnosis of the similar faults.

steam turbine；bracket resonance；sensor；phase angle difference；fault diagnosis

TM866

B

1007-1881（2015）07-0041-05

國網(wǎng)浙江省電力公司科技項目（5211DS14005B），大型汽輪發(fā)電機組動力特性模擬與復(fù)雜振動故障治理研究。

2015-01-05

蔡文方（1986），男，工程師，主要從事旋轉(zhuǎn)機械振動故障測試、診斷及處理工作。