張豐田，應光耀，王崇如，楊少宇，陳曉春

（1.國電浙江北侖第一發(fā)電有限公司，浙江 寧波 315800；2.國網(wǎng)浙江省電力公司電力科學研究院，杭州 310014）

某超超臨界汽輪機1號軸承軸振異常原因分析及處理

張豐田1，應光耀2，王崇如1，楊少宇1，陳曉春1

（1.國電浙江北侖第一發(fā)電有限公司，浙江 寧波 315800；2.國網(wǎng)浙江省電力公司電力科學研究院，杭州 310014）

介紹了某發(fā)電廠上汽超超臨界N1000-26.25/600/600（TC4F）型汽輪機軸系和1號軸承結構，分析了1號軸承軸振異常故障高發(fā)的原因。提出了全新的綜合檢修方案，有效提高1號軸承的承載力和自位能力，減小高壓缸氣流激振力，使1號軸承軸振合成值幅度從檢修前的90～120 μm降至45～55 μm，并基本保持穩(wěn)定，且對負荷變化、主蒸汽溫度變化不再敏感，振動水平達到了優(yōu)秀標準。

汽輪機；軸承；振動；氣流激振；硬度

0 引言

上汽－西門子型百萬機組軸系主要由高壓轉子、中壓轉子、低壓轉子、發(fā)電機轉子及集電環(huán)轉子組成，各轉子之間均采用剛性聯(lián)軸節(jié)連接。汽輪機中壓轉子、低壓轉子均采用單軸承支撐，軸承座為落地式結構。汽輪機的4根轉子由5個徑向橢圓軸承支撐，而發(fā)電機與勵磁機轉子由3個徑向橢圓軸承支撐，其軸系布置如圖1所示。

圖1 軸系布置示意

1號軸承結構如圖2所示。軸承本體由上半殼體（1）、 下半殼體（4）、 球面瓦枕（5）和調(diào)整墊片組成。軸承殼體內(nèi)側澆鑄有巴氏合金。上下殼體通過圓錐銷和螺栓聯(lián)結在一起。軸承體設有4只軸承金屬測溫元件，采用熱電偶（A，B）。軸承的球面瓦座支撐球面瓦枕，允許球面瓦枕在球面瓦座內(nèi)作一定的滾動，以和轉子彎曲曲線相配合，球面瓦座本身用螺栓固定在軸承座內(nèi)。鍵（7）限制了軸承殼體橫向移動，鍵（6）限制軸承體向上運動。調(diào)整墊片（8，9）用于調(diào)整軸承的中心。

圖2 1號徑向軸承

由上海汽輪機廠（簡稱上汽）引進德國西門子技術自主制造的超超臨界N1000-26.25/600/600（TC4F）型汽輪機，具有優(yōu)越的經(jīng)濟性能。該型號汽輪機在國內(nèi)已有二十多臺機組投入商業(yè)運行，如：上海外高橋發(fā)電廠2臺、曹涇發(fā)電廠2臺、江蘇彭城發(fā)電廠2臺、浙江華能玉環(huán)發(fā)電廠4臺、寧海發(fā)電廠2臺、金陵發(fā)電廠2臺、廣東平海發(fā)電廠1臺、連云港新海發(fā)電廠1臺。但其普遍存在1號軸承軸振偏高現(xiàn)象，嚴重威脅機組的安全運行，至今仍未找到良好的解決方案[1-6]。對此，提出了針對性檢修方案，有效低了1號軸承軸振幅度，為解決超超臨界汽輪機軸振異常問題提供了參考。

1 某汽輪機組1號軸承振動偏高原因分析

1.1 檢修前運行情況

2015年5月機組中修后開機至2015年9月期間，1號軸承軸振基本穩(wěn)定在45～65 μm，處于比較好的運行狀態(tài)。2015年10月軸振開始迅速爬升，最后在90～120 μm之間波動，數(shù)據(jù)詳見表1。2016年4月停機前的最后階段，需要采用以下運行方式調(diào)整才能抑制1號軸承軸振：

（1）負荷不變時，將主蒸汽溫度由600℃降至565℃左右。

（2）升降負荷，使機組運行負荷遠離1號軸承振動較高的負荷區(qū)域。

（3）投運頂軸油系統(tǒng)。

在2015年5月份中修后開機的4個月內(nèi)，1號軸承軸振都處于一個較好的振動水平，之后開始逐漸惡化，之前幾次檢修同樣存在類似情況。在1號軸承每次檢查中都發(fā)現(xiàn)瓦座滑動支撐面變形嚴重，瓦枕與瓦座已不能相互滑動，軸承基本失去自位能力。振動主要是通頻分量，低頻和高頻分量所占比重較低，振動相位變化不大，振動異常因動靜碰磨引起的可能性很小[7-11]。降低主蒸汽溫度、升降負荷改變主蒸汽流量，可以降低轉子氣流激振力[12-16]。投運汽輪機頂軸油系統(tǒng)，能夠增加1號軸承油膜厚度和剛性，并在一定程度上補償1號軸承的自位性能力，提高1號軸承的穩(wěn)定性。在所有的控制策略中，投運頂軸油效果最為明顯。綜合以上對運行數(shù)據(jù)和控制振動策略的分析，1號軸承振動異常的主要原因如下：

表1 1號軸承修前振動（通頻/工頻）峰峰值數(shù)據(jù)

（1）1號軸承瓦座滑動支撐面變形，失去自位能力。

（2）1號軸承的穩(wěn)定性不足。

（3）高壓缸氣流激振力較大。

1.2 設備解體分析

設備解體后檢查高中靠背輪中心數(shù)據(jù)為：上張口0.01 mm，左張口0.005 mm。根據(jù)汽輪機軸系設計曲線，高中靠背輪要求是下張口。另外，1號軸承瓦溫度檢修前偏低，說明1號軸承標高偏低，承載力不足，穩(wěn)定性變差。

1號軸承瓦座球型接觸面因硬度不足而變形嚴重（見圖3），對應瓦枕的4只螺栓孔和1只吊耳孔部位已經(jīng)明顯凸起，導致瓦枕和瓦座卡死不能相互滑動，使1號軸承失去自位能力。檢查發(fā)現(xiàn)瓦座、瓦枕硬度均只有170 HB，明顯偏低（設計要求：瓦座硬度為230～250 HB，瓦枕硬度為180～190 HB）。

高壓缸碰缸檢查結果詳見表2，發(fā)現(xiàn)缸體與轉子的徑向位置與設計存在偏差，導致氣流激振力增加。

從解體情況分析，1號軸承軸振異常的可能原因如下：

（1）1號軸承瓦座滑動支撐面變形嚴重，已失去自位能力。

圖3 瓦座解體圖

表2 高壓缸碰缸數(shù)據(jù)

（2）1號軸承承載力不足，使其穩(wěn)定性降低。

（3）高壓缸徑向通流間隙不符合設計要求，引起轉子氣流激振力增加。

1.3 1號軸承軸振異常的原因總結

上文根據(jù)運行數(shù)據(jù)和設備解體情況對1號軸承振動進行了分析，2種分析所得結論基本吻合，即引起1號軸承軸振異常的主要原因如下：

（1）1號軸承瓦座滑動支撐面變形嚴重，已失去自位能力，另外1號軸承承載力不足，這兩方面原因降低了其穩(wěn)定性。

（2）高壓缸徑向通流間隙與設計存在偏差，增大了轉子氣流激振力。

2 檢修方案

根據(jù)運行數(shù)據(jù)和解體分析結果，需要提高1號軸承瓦座滑動支撐面硬度和光潔度，提高其自位能力；提高1號軸承標高，增大其承載力；調(diào)整高壓缸徑向通流間隙，降低氣流激振力。具體檢修方案如下：

（1）更換1號軸承瓦枕，瓦座。將瓦枕硬度提高至200 HB，瓦座硬度提高至240 HB，以提高其耐磨性，避免因其變形卡澀而失去自位能力。

（2）改善1號軸承瓦枕和瓦座傳統(tǒng)研刮工藝，經(jīng)初步研刮后，再用研磨膏進行研磨，提高其接觸面積和光潔度，提高其自我調(diào)節(jié)性能。

（3）調(diào)整高中靠背輪中心，由原來的上張口0.01 mm改為下張口0.01 mm，保證軸系符合設計要求。將1號軸承標高抬高0.30 mm，提高其承載力，增加1號軸承穩(wěn)定性。

（4）調(diào)整高壓缸缸體中心，使高壓轉子和高壓缸體徑向間隙滿足設計要求，減小氣流激振力。

3 檢修后運行情況

檢修后在汽輪機沖轉過程中，1號軸承振動合成值約為35～45 μm，如圖4所示。從帶負荷至滿負荷，振動值穩(wěn)定在40～55 μm之間，如圖5所示。從機組復役運行至今，1號軸承振動合成值基本穩(wěn)定在45～55 μm之間，且對負荷變化、主蒸汽溫度變化不再敏感，較檢修前有了大幅降低，振動水平達到了優(yōu)秀標準。

圖4 沖轉時1號軸承軸振情況

圖5 正常運行時1號軸承軸振情況

4 結語

上汽超超臨界 N1000-26.25/600/600（TC4F）型汽輪機1號軸承穩(wěn)定性不足，抗干擾能力差，高壓缸氣流激振力大，容易引發(fā)軸振異常。消除1號軸振異常的有效方法主要有：抬高1號軸承標高，增加其承載力；提高其瓦枕和瓦座配合面硬度、接觸面積和光潔度，提高1號軸承自位能力；通過碰缸檢查調(diào)整動靜間隙，減小高壓缸氣流激振力。檢修方案實施后，該機組1號軸承振動合成值幅度從修前的90～120 μm大幅降至45～55 μm，并基本保持穩(wěn)定，且對負荷變化、主蒸汽溫度變化不再敏感，振動水平達到了優(yōu)秀標準。

[1]何阿平，彭澤瑛．上汽－西門子型百萬千瓦超超臨界汽輪機[J]．熱力透平，2006，35（1）∶1-7.

[2]吳文健，童小忠，應光耀，等．單支撐超超臨界1 000 MW汽輪發(fā)電機組振動診斷及處理[J]．浙江電力，2011，30（10）∶32-36.

[3]陳建縣.1 000 MW超超臨界機組汽輪機軸瓦振動原因分析及處理方法[J].華東電力，2010，38（3）∶421-424.

[4]張學延，張衛(wèi)軍，葛祥，等．西門子技術1 000 MW超超臨界機組軸系振動問題[J]．中國電力，2012，45（5）∶68-73.[5]賓光富，何立東，高金吉，等．基于模態(tài)振型分析的大型汽輪機低壓轉子高速動平衡方法[J].振動與沖擊，2013，32（14）∶87-92.

[6]韓彥廣，周雪斌，李旭，等．上汽西門子1 000 MW超超臨界汽輪發(fā)電機組軸系振動特性[J].湖南電力，2010，30（S）∶60-64.

[7]應光耀，吳文健，童小忠，等．1 000 MW汽輪發(fā)電機組不穩(wěn)定振動故障診斷及治理[J].浙江電力，2011，30（7）∶38-40.

[8]鐘一諤，何衍宗，王正，等．轉子動力學[M]．北京：清華大學出版社，1987．

[9]LI G，CHEN Y S．Research on 1.2 subharmonic resonance and bifurcation of nonlinear rotor-seal system[J].Applied Mathematicsand Mechanics，2012，33（4）∶499-510．

[10]張學延，王延博，張衛(wèi)軍．超臨界壓力汽輪機蒸汽激振問題分析及對策[J]．中國電力，2002，35（12）∶1-6．

[11]柴山，張耀明，曲慶文，等．汽輪機間隙氣流激振力分析[J]．中國工程科學，2001，3（4）∶68-72．

[12]張恒，楊樟，張學延.核電1 000 MW機組汽輪機高中壓轉子彎曲振動特性[J].熱力發(fā)電，2016，45（11）∶25-28.

[13]梁平，龍新峰，樊福梅.基于分形關聯(lián)維的汽輪機轉子的振動故障診斷[J].華南理工大學學報（自然科學版），2006，34（4）∶85-90.

[14]ATHANASIOSCHASALEVRIS，F(xiàn)ADIDOHNAL.Improving stability and operation of turbine rotors using adjustable journal bearings[J].Tribology International，2016（104）∶369-382.

[15]S BARELLA，M BELLOGINI，M BONIARDI，et al.Failure analysis of a steam turbine rotor[J].Engineering Failure Analysis，2011（18）∶1511-1519.

[16]郭平英，楊文平，徐謙益.汽輪機高中壓轉子軸承油碳化摩擦振動分析[J].熱力發(fā)電，2015，37（10）∶83-86.

參考文獻的作用及要求

參考文獻是指為撰寫論文而引用已經(jīng)發(fā)表的有關文獻，是科技論文不可缺少的重要組成部分。參考文獻反映研究工作的背景和依據(jù)，向讀者提供有關信息的出處，論著具有真實、廣泛的科學依據(jù)，表明作者尊重他人研究成果的嚴肅態(tài)度，還免除了抄襲或剽竊的嫌疑。

國內(nèi)外檢索系統(tǒng)通常不僅收錄論文的題名、關鍵詞、摘要，還收錄其參考文獻，其中參考文獻的質量和數(shù)量是評價論文的質量和水平、起點和深度以及科學依據(jù)的重要指標，也是期刊質量量化評價指標如影響因子、引用頻次等統(tǒng)計分析的重要信息源。因此參考文獻的數(shù)量和著錄的規(guī)范與否直接影響著論文的質量和出版物的整體水平。

正確列出相關的參考文獻，不必大段抄錄原文，只摘引其中最重要的觀點與數(shù)據(jù)，可以大大節(jié)約論文的篇幅。本刊要求來稿作者，凡是引用參考文獻的成果（包括觀點、方法、數(shù)據(jù)、圖表和其他資料）均需要對參考文獻在文中引用的地方予以標注，并在文后參考文獻表中列出。作者應按照國家標準GB/T 7714-2015書寫參考文獻著錄項。本刊建議作者引用的參考文獻在12篇以上。

編輯部摘編

Cause Analysis and Treatment of Shaft Vibration Abnormality of No.1 Bearing of an Ultra-supercritical Steam Turbine

ZHANG Fengtian1， YING Guangyao2， WANG Chongru1， YANG Shaoyu1， CHEN Xiaochun1

（1.Guodian Zhejiang Beilun No.1 Power Generation Co.， Ltd.， Ningbo Zhejiang 315800， China；2.State Grid Zhejiang Electric Power Research Institute， Hangzhou 310014， China）

Shafting and#1 bearing structure of a N1000-26.25/600/600 （TC4F） ultra-supercritical steam turbine of a power plant made in Shanghai Turbine Plant are introduced in this paper.The causes of the frequent shaft vibration of#1 bearing are analyzed.A new comprehensive overhaul scheme is proposed，which could enhance bearing capacity and self-aligning ability effectively and in the meantime reduce steam current vibra tion force of the high pressure cylinder.After this overhaul，the shaft vibration amplitude of#1 bearing greatly decreases from 90～120 μm before the overhaul to 45～55 μm and basically keeps steady； besides，it is no longer sensitive to change of load and main steam temperature，and the vibration gets up to an excellent standard.

steam turbine；bearing； vibration； steam current vibration； hardness

10.19585/j.zjdl.201709017

1007-1881（2017）09-0080-04

TK263.6+4

B

2017-06-21

張豐田（1978），男，工程師，主要從事汽輪機本體研究。（本文編輯：張 彩）