于鵬杰 梁文杰

摘要：針對某電廠汽輪機(jī)組在大修后的啟動過程中出現(xiàn)的振動現(xiàn)象，進(jìn)行了原因分析，確定由油膜渦動引起，并提出了相應(yīng)的處理方法。

關(guān)鍵詞：汽輪機(jī);振動;油膜渦動

1 振動現(xiàn)象描述

某機(jī)組經(jīng)過汽輪機(jī)通流改造后，于2020年7月9日啟動沖轉(zhuǎn)，現(xiàn)場共沖轉(zhuǎn)9次，在前8次沖轉(zhuǎn)過程中，均出現(xiàn)了因某個軸承振動大而打閘停機(jī)的情況，在經(jīng)過最后第9次沖轉(zhuǎn)后，機(jī)組帶負(fù)荷運(yùn)行至今。該機(jī)組啟動過程中軸承的振動現(xiàn)象統(tǒng)計(jì)如表1所示。

筆者借助頻譜圖進(jìn)行分析，前8次沖轉(zhuǎn)過程中的振動頻率均為工頻，判斷機(jī)組振動大的原因是汽輪機(jī)發(fā)生了明顯的動靜碰磨。在汽輪機(jī)沖轉(zhuǎn)至3 000 r/min后，3#和4#軸承出現(xiàn)了22.5 Hz左右的低頻分量，3#軸振在第4次沖轉(zhuǎn)過程中最大振動值曾超過200 μm，其中低頻分量的最大波動值為120 μm。自第5次沖轉(zhuǎn)開始，4#軸承的低頻分量基本消失，3#軸承的低頻分量時有時無，但波動量不超過30 μm。當(dāng)機(jī)組升負(fù)荷至800 MW以上時，2#軸承振動的0～17.5 Hz低頻分量明顯增加，其工頻波動值僅為20～40 μm，通頻振動值約為80 μm。

2 振動原因分析

2.1? ? 動靜碰磨

筆者利用頻譜圖進(jìn)行分析，除第4次3#、4#軸承軸振曾因?yàn)榈皖l分量的增大而明顯增大外，其他幾次停機(jī)前振動急劇上升（非突變）的頻譜特征類似，均是以工頻為主，振動值上升時其振動相位同時發(fā)生變化。

該現(xiàn)象是由汽輪機(jī)動靜碰磨導(dǎo)致的熱彎曲引起。該機(jī)組經(jīng)歷改造后啟動，在初始運(yùn)行中經(jīng)歷了冷態(tài)向熱態(tài)的變化，動靜結(jié)構(gòu)的間隙產(chǎn)生變化，如果間隙消失，就會發(fā)生動靜碰磨現(xiàn)象。當(dāng)發(fā)生動靜碰磨時，轉(zhuǎn)子摩擦的部位會發(fā)熱，從而導(dǎo)致轉(zhuǎn)子出現(xiàn)熱彎曲，彎曲轉(zhuǎn)子會繼續(xù)與靜止部件碰磨，如此循環(huán)使轉(zhuǎn)子的熱彎曲更加嚴(yán)重從而產(chǎn)生較大的振動。碰磨發(fā)生的位置一般在動靜間隙較小的汽封、軸封、油擋等位置。從汽輪機(jī)2020年7月13日至今的運(yùn)行數(shù)據(jù)來看，各軸承的工頻振動在相同參數(shù)時已經(jīng)基本穩(wěn)定，證明動靜碰磨現(xiàn)象較為輕微。

2.2? ? 3#軸承振動

汽輪機(jī)在3 000 r/min定速后，3#和4#軸承出現(xiàn)了22.5 Hz左右的低頻分量，3#軸振在第4次沖轉(zhuǎn)過程中的振動最大值曾超過200 μm，其中低頻分量最大波動值達(dá)120 μm。自第5次沖轉(zhuǎn)開始，4#軸承的低頻分量基本消失，3#軸承的低頻分量時有時無，但波動量不超過30 μm，有如下振動特征：

（1）振動具有波動性，振動幅值不能維持穩(wěn)定，在一定范圍內(nèi)波動，波動量在20 μm左右。

（2）振動波動主要由22.5 Hz的低頻分量引發(fā)，為工頻的0.45倍，振動放大前后工頻基本保持不變。汽輪機(jī)軸承振動標(biāo)準(zhǔn)如圖1所示。

（3）振動發(fā)生時，軸心軌跡呈現(xiàn)明顯的渦動特征，渦動方向?yàn)檎M(jìn)動;軌跡形狀和位置在多個循環(huán)內(nèi)會發(fā)生改變。

（4）轉(zhuǎn)速下降后，渦動很快消失，與轉(zhuǎn)速關(guān)系密切。

由以上振動特征可以看出，這是一個較為典型的自激振動現(xiàn)象。針對汽輪機(jī)來說，這種自激振動主要包括摩擦渦動、汽流激振和油膜渦動（振蕩）。

汽輪機(jī)在前期運(yùn)行中確實(shí)有比較明顯的摩擦跡象，但渦動現(xiàn)象是在達(dá)到3 000 r/min定速后才發(fā)生，而且摩擦渦動有一個顯著特征是渦動軌跡為反進(jìn)動方向，因此可以排除摩擦渦動引發(fā)的振動。根據(jù)汽流激振的故障機(jī)理，此類故障主要發(fā)生在高負(fù)荷、大流量工況下，這顯然與本次工況不符，可以排除該原因。油膜渦動易發(fā)于高速輕載的軸承，主要與轉(zhuǎn)子轉(zhuǎn)速有關(guān)，渦動軌跡為正進(jìn)動，這些都與本次振動故障特征相符合。汽機(jī)工作轉(zhuǎn)速為3 000 r/min，并沒有達(dá)到或超過2倍臨界轉(zhuǎn)速，僅僅表現(xiàn)為油膜渦動而不會發(fā)展為油膜振蕩，因此該振動故障原因可歸結(jié)為油膜渦動。

中壓轉(zhuǎn)子的支撐軸承為6瓦塊可傾瓦軸承，可傾瓦軸承每個瓦塊都能形成收斂的油楔，在不考慮瓦塊慣性和支點(diǎn)處摩擦的情況下，每個瓦塊的支反力都通過支點(diǎn)和軸頸中心，即總保持與外載荷交于一點(diǎn)，這樣就不會產(chǎn)生一個使軸頸渦動的切向分力。針對可傾瓦軸承的這一特點(diǎn)，如果瓦塊擺動受限，就會導(dǎo)致此瓦塊的支反力不能通過軸承中心，產(chǎn)生使轉(zhuǎn)軸渦動的分力。瓦塊擺動受限的原因有瓦塊卡澀、支點(diǎn)變形和瓦塊幾何干涉，另外一種可能原因是頂軸油管路松動或?qū)绗F(xiàn)裂紋導(dǎo)致壓力油滲漏。壓力油滲漏可導(dǎo)致下瓦塊油膜動壓分布脫離正常工作范圍，進(jìn)而導(dǎo)致轉(zhuǎn)軸渦動的產(chǎn)生。

此外，3#軸承的工頻隨負(fù)荷增大而增大，在空負(fù)荷3 000 r/min情況下的工頻波動值約為45 μm，在1 000 MW時的工頻波動值約為90 μm。前期存在動靜碰磨，造成空負(fù)荷3 000 r/min情況下的工頻不穩(wěn)定;帶負(fù)荷運(yùn)行過程中，筆者注意到3瓦軸振隨負(fù)荷増加整體呈上漲趨勢，但與負(fù)荷不是完全線性相關(guān)系，對于3瓦振動情況需在大負(fù)荷變動工況繼續(xù)觀察，如空負(fù)荷3 000 r/min情況下與帶負(fù)荷運(yùn)行后3#軸承振動幅值相位變化量的重復(fù)性較好，可考慮采用現(xiàn)場動平衡手段加以改善，具體方案需進(jìn)一步收集振動數(shù)據(jù)來確定。

3 結(jié)語

根據(jù)該汽輪機(jī)2020年7月13日至今的運(yùn)行情況可知，3#軸承振動波動量在20～30 μm，其他軸振動值基本穩(wěn)定，機(jī)組可以連續(xù)運(yùn)行，在具備停機(jī)條件時，對3#軸承進(jìn)行翻瓦檢查，消除可能存在的接觸不良、碰磨、卡澀等問題。

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[2] 潘高峰，方浴宇.汽輪機(jī)振動波動的原因分析及診斷[J].中國設(shè)備工程，2012（5）：65-67.

收稿日期：2020-07-27

作者簡介：于鵬杰（1986—），男，山東煙臺人，工程師，從事汽輪機(jī)檢修管理工作。