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(西安熱工研究院有限公司，陜西 西安 710054)

巴基斯坦恰?，敽穗娬?×350 MW汽輪發(fā)電機組系上海汽輪機廠和上海電機廠出品，汽輪機型號為HN325-5.34，發(fā)電機型號為QFS2-330-2。機組軸系由高壓轉子、低壓Ⅰ轉子、中間軸、低壓Ⅱ轉子、發(fā)電機轉子以及勵磁機轉子組成，每根轉子各自支承于兩個徑向軸承上，除發(fā)電機轉子與勵磁機轉子采用半撓性聯軸器連接外，其余各轉子間均采用剛性連接(見圖1)。

1～4號機組分別于2000、2011、2016、2017年投運。

圖1 機組軸系結構示意圖Fig.1 Schematic of the shaft structure

1 軸系臨界轉速

通過測試機組多次啟動升速、停機惰走降速過程各測點的振動響應，判定高壓轉子、低壓Ⅰ轉子、低壓Ⅱ轉子、勵磁機轉子的實測一階臨界轉速分別為1 800、1 750、1 700、1 650 r/min；發(fā)電機轉子的實測一階、二階臨界轉速分別為950、2 480 r/min。

2 1號機組軸系振動調試

2.1 測試分析

1號機組在定速空載工況下的振動問題主要表現在低壓Ⅰ轉子、低壓Ⅱ轉子軸承座振動上。其中，3ABS、4ABS、5ABS、6ABS絕對軸振測點振幅分別穩(wěn)定在72、83、77、84 μm；3⊥、4⊥、5⊥、6⊥軸承座振動測點振幅分別穩(wěn)定在45、80、80、70 μm(表1)。

盡管絕對軸振幅值在國際標準(ISO 7919-2:1996，MOD)給出的絕對軸振良好限值以內，但是軸承座振幅超過了國際標準(IDT ISO 10816-2:1996)給出的座振良好限值，表明1號機組3⊥～6⊥座振幅值超出新機投產達標的優(yōu)良值，必須予以現場處理。

2.2 診斷處理

根據升速過程3ABS～6ABS絕對軸振、3⊥～6⊥座振的波特曲線以及定速工況下各個測點之間的相位關系可診斷出振動故障如下：(1)在工作轉速附近，低壓轉子支承軸承座與低壓缸體存在結構共振現象；(2)低壓Ⅰ轉子、低壓Ⅱ轉子均存在少量二階質量不平衡。

根據現場實際情況出發(fā)，決定對軸系進行精細高速動平衡，減小激振力、改善軸承座振動幅值。

利用影響系數法進行動平衡質量計算，在低壓Ⅰ轉子、低壓Ⅱ轉子兩側末級葉輪平衡螺孔共4個加重平面同時分別施加平衡質量300g∠120°、300g∠300°、300g∠30°、300g∠210°；再次開機定速后，低壓Ⅰ轉子、低壓Ⅱ轉子絕對軸振和軸承座振動幅值均顯著降低至優(yōu)良水平范圍以內。

表1 低壓轉子動平衡前后振動數據對比

3 2號機組軸系振動調試

3.1 測試分析

2號機組振動問題主要表現在發(fā)電機轉子前瓦相對軸振測點上。啟動升速過程中，7Y測點振幅最大值達到175 μm；定速空載工況下，除7Y相對軸振幅值達到131 μm以外，其余相對軸振測點幅值均小于80 μm；初負荷工況下，7Y測點相對軸振幅值在120 μm左右，其余相對軸振幅值均小于80 μm(表2)。

由于7Y測點振幅超過了國際標準(ISO 7919-2:2001)給出的優(yōu)良水平限值，所以必須予以處理。

3.2 診斷處理

因為7Y相對軸振信號以基頻分量為主、且基頻幅值以及相位數據較為穩(wěn)定，故判斷振動故障屬于不平衡問題。由于在工作轉速下發(fā)電機轉子呈現的是三階振型的不平衡響應、不平衡的軸向位置在發(fā)電機轉子端部、其根本原因應該與低壓Ⅱ轉子—發(fā)電機轉子對輪中心相關，故選擇低壓Ⅱ轉子—發(fā)電機轉子聯軸器為加重面。

在聯軸器對輪螺栓配重794g∠116°后，開機升速過程中，7Y測點振幅最大值降低至80 μm；定速空載工況下，7Y測點振幅降低至60 μm以下，其余相對軸振測點幅值也小于60 μm，軸系振動整體達到優(yōu)良水平。動平衡前后相關測點數據見表2、相關測點升速過程波特曲線見圖2。

表2 動平衡前后相關測點振動數據對比

圖2 7X、7Y相對軸振測點升速過程波特曲線Fig.2 Bode plot of 7X and 7Y relative shaft vibration during start-up

4 3號機組軸系振動調試

4.1 測試分析

在定速空載工況下，3號機組軸系振動問題主要表現在低壓Ⅱ轉子和發(fā)電機轉子的相對軸振、以及低壓Ⅰ轉子、低壓Ⅱ轉子的支承軸承座振動上；其中7Y相對軸振幅值最大值達105 μm，5⊥振幅最大值達122 μm。初負荷穩(wěn)定工況下，7Y相對軸振幅值為118 μm，5⊥振幅為120 μm(表3)。

由于相對軸振幅值超過了國際標準(ISO 7919-2:2009,MOD)給出的相對軸振幅值優(yōu)良限值、軸承座振幅超過了國際標準(IDT ISO 10816-2:2009)給出的軸承座振幅優(yōu)良限值，所以必須予以現場處理。

分析診斷振動故障根本原因為：(1)低壓轉子支承軸承座—低壓缸體在工作轉速附近存在結構共振現象；(2)低壓Ⅰ、Ⅱ轉子存在一定程度的質量不平衡；(3)低壓Ⅱ轉子和發(fā)電機轉子聯軸器對輪中心有所偏差。針對上述故障，結合現場實際情況，決定采用現場高速動平衡手段來降低相關測點振動值。

4.2 診斷處理

在低壓Ⅰ轉子和低壓Ⅱ轉子末級葉輪平衡螺孔內進行配重，其中：#3～#6軸承側分別為245g∠165°、245g∠345°、580g∠148°、580g∠328°；同時在聯軸器螺栓上配重690g∠80°。

動平衡加重后，定速空載及低負荷工況下軸系振動降低至優(yōu)良水平；但是由于滿負荷工況下5⊥、6⊥幅值分別爬升至51、45 μm，超出了優(yōu)良保證值，于是決定對低壓Ⅱ轉子再進行一次動平衡，在低壓Ⅱ轉子末級葉輪平衡螺孔內分別配重250g∠60°、250g∠240°。

實施第二次動平衡后，定速空載及負荷工況下，各測點相對軸振幅值均小于90 μm，各軸承座振幅均小于30 μm，軸系振動整體達到優(yōu)良水平。

表3 動平衡前后相關測點振動數據對比(通頻，單位：μm)Table 3 Contrast of vibration data before and afterfield balance (Overall,unit: μm)

5 4號機組軸系振動調試

5.1 測試分析

4號機組在定速后13 min之內，5X、5Y、5⊥幅值快速爬升，最大值分別達到118、109、160 μm(表4)，立即打閘停機。

由于相對軸振幅值超過了國際標準(ISO 7919-2:2009,MOD)給出的相對軸振幅值優(yōu)良限值、軸承座振幅超過了國際標準(IDT ISO 10816-2:2009)給出的軸承座振幅優(yōu)良限值，所以必須予以現場處理。

診斷分析故障原因如下：(1) 低壓Ⅱ轉子發(fā)生了動靜碰摩故障，建議對油檔、軸封、聯軸器罩殼等外圍部位的動靜間隙進行復查；(2) 低壓Ⅱ轉子存在一定的二階質量不平衡。

為了保證機組能穩(wěn)定在工作轉速、以便進行后續(xù)試驗工作，故在對相關部位動靜間隙進行復查后，對低壓Ⅱ轉子預先進行現場高速動平衡處理。

5.2 診斷處理

在低壓Ⅱ轉子末級葉輪平衡螺孔內進行配重，其中#5、#6軸承側分別加重400g∠210°、400g∠30°。動平衡加重后，定速空載及低負荷工況下軸系振動降低至優(yōu)良水平；但是由于滿負荷工況下4⊥幅值穩(wěn)定在43μm、略大于優(yōu)良保證值，于是決定利用停機機會再次進行動平衡。

在低壓Ⅰ轉子和低壓Ⅱ轉子末級葉輪平衡螺孔內進行配重，其中#3～#6軸承側分別為240g∠230°、240g∠50°、240g∠90°、240g∠270°。實施本次動平衡后，定速空載及負荷工況下，各相對軸振測點幅值均小于90μm，各軸承座振動幅值均小于34μm，軸系振動整體達到優(yōu)良水平。

表4 動平衡前后相關測點振動數據(通頻，單位：μm)

5.3 高中壓轉子臨界轉速下振動問題討論

在4號機組整套啟動調試期間的振動監(jiān)測過程中發(fā)現，停機惰走降速通過高中壓轉子臨界轉速時1X、1Y測點振幅較為突出，具體數據列于表5。

通過對4號機組每次啟動升速、停機惰走通過臨界轉速下振動數據進行仔細分析，總結高中壓轉子振動故障特征如下：(1)振動成分以基頻分量為主；(2)冷態(tài)開機、停機過程臨界轉速下振幅較小、溫態(tài)有所增大、熱態(tài)明顯增大；(3)工作轉速下振動幅值及相位基本穩(wěn)定；(4)該現象具有極強的重復性，振幅及相位與高中壓轉子熱狀態(tài)相關，可以排除動靜碰摩、膨脹不暢等故障因素。

綜上所述，診斷高中壓轉子存在材質各向異性誘發(fā)的一階振型的熱變形故障，后續(xù)可以利用停機機會對高中壓轉子實施熱平衡處理，改善熱態(tài)停機過程臨界轉速下振幅水平。

表5 4號機組高中壓轉子臨界轉速下振動數據統(tǒng)計

6 該型機組固有振動特性分析

6.1 軸承座—低壓缸結構共振

軸承座振動的力學本質是軸承座—低壓缸結構在經油膜傳遞的激振力作用下的結構動態(tài)振動響應。由于每個低壓缸都是由與外缸下半一體并向外伸出的連續(xù)支座支托，支座擱置在澆灌于基礎中的獨立臺板上。兩個中軸承座和后軸承座各自從支承其轉子的低壓缸一側伸出，并與低壓外缸制成一體，軸承座與沿周座架一起支承于基礎臺板上。該型機組軸承座—低壓缸結構在工作轉速附近存在結構共振現象，導致工作轉速下結構動剛度較低，在軸振幅值不大的情況下，軸承座振幅處于超限水平。

在現場要通過結構動力學修改來改變軸承座—低壓缸體結構共振轉速、提高工作轉速下軸承座—低壓缸體的動剛度是極其困難的；簡單可行的辦法是在軸承座動剛度不變的前提下，通過減小激振力來降低座振響應，實踐表明對4臺機組的低壓轉子實施現場精細動平衡可有效降低軸承座振動水平。

6.2 低壓轉子—發(fā)電機轉子對輪中心對發(fā)電機轉子工作轉速下的振動影響較為靈敏

對于軸系較長的汽輪發(fā)電機組來說，低壓轉子—發(fā)電機轉子對輪中心調整較為困難。工作轉速下，低壓轉子呈現二階振型、發(fā)電機轉子呈現三階振型，對輪恰好靠近發(fā)電機轉子三階振型的高點，即該軸向位置處的不平衡對工作轉速下的發(fā)電機轉子振動有較大的影響，所以低壓轉子—發(fā)電機轉子對輪中心狀態(tài)與發(fā)電機轉子振動幅值水平關系密切。

2號、3號機組均是通過在低壓轉子—發(fā)電機轉子對輪加重后有效消除發(fā)電機轉子振動故障的。

7 結 論

該型機組軸承座—低壓缸體結構在工作轉速附近存在結構共振現象，表現為軸承座振幅較高；該型機組低壓轉子—發(fā)電機轉子對輪中心對工作轉速下發(fā)電機轉子振動響應的影響較為靈敏；4號機組高中壓轉子惰走通過臨界轉速時振幅較高的原因為轉子材質各向異性誘發(fā)的熱變形所致；四臺機組在啟動調試期間均出現了軸承座和(或)相對軸振幅值超過優(yōu)良值問題，通過對低壓轉子和(或)發(fā)電機轉子同時實施現場高速動平衡，有效地將機組軸系振動整體降低至優(yōu)良水平范圍。