李松波

廣州粵能電力科技開發(fā)有限公司

某電廠為PG9171E 燃氣蒸汽聯(lián)合循環(huán)機組，蒸汽輪機為哈爾濱汽輪機廠生產(chǎn)的 N60-/5.6/0.56/527/255雙壓、單軸、單缸、沖動、凝汽式汽輪機，如圖 1 所示為該汽輪機軸系結(jié)構(gòu)。軸承座振動最大達 60 μm，由于該機組運行年限較長，大修期間汽缸發(fā)現(xiàn)有40 cm 的裂紋，且汽封有多處磨損，補焊裂縫并更換了末四級隔板汽封和后三道布萊登汽封，并按照廠家要求將間隙調(diào)整至下限。啟停過程中 1 瓦軸振有一個明顯的2600 r/min 共振峰值，且初定速 2 號軸振不大，帶滿負荷后2 號軸振最大達241 μm，嚴重影響了機組地安全運行。

圖1 蒸汽輪機軸系結(jié)構(gòu)圖

1 3 號軸承座振動大處理

大修前機組沖轉(zhuǎn)及初定速3000 r/min 時，軸振與瓦振均不大，帶滿負荷后軸振最大74 μm，3 瓦瓦振由26 μm 增大至60 μm，根據(jù)歷史數(shù)據(jù)軸振不大瓦振偏大的情況一直存在。

#3 瓦瓦振的主要振動分量時基頻，占通頻振幅的90%以上，因此是普通強迫振動。引起普通強迫振的原因有兩個，一是激振力過大，二是支承剛度不足[1]。

引起普通強迫振動的激振力有以下三種：一是軸系連接同心度和平直度偏差。二是不均衡電磁力。三是轉(zhuǎn)子不平衡力。軸系連接的同心度和平直度均符合制造廠的要求，故可排除這一激振力。由于振動大在帶負荷過程中與勵磁電流關(guān)系不大，故可排除不均衡電磁力。轉(zhuǎn)子瓦振大，軸振不大，且跟轉(zhuǎn)速無明顯關(guān)系，故轉(zhuǎn)子不平衡力可排除。

支承剛度包含三項，一是結(jié)構(gòu)剛度。二是共振影響。三是連接剛度[2]。由結(jié)構(gòu)相同的2 號機振動良好，且在3000 r/min 附近并無明顯的共振峰值，可排除由于共振或者結(jié)構(gòu)剛度若等原因?qū)е螺S承座臨界轉(zhuǎn)速落入工作轉(zhuǎn)速附近導(dǎo)致的振動偏大。

如圖2 和表 1 所示，現(xiàn)場通過手持測振儀測試3號軸承座振動，3 號軸承座差別振動較大，表明連接剛度較差，特別是軸承座底板與墊片、墊片與水泥平臺等處差別振動較大，大修期間通過在3 瓦軸承座底板及水泥平臺間加注 0.5 MPa 的密封壓力膠，并重新澆筑混泥土，增強了3 號軸承的支承剛性，使得3 號軸承座振動由60 μm 降至28 μm，檢修取得良好的效果。

圖2 帶滿負荷后3 號軸承座振動測點布置（機頭看機尾）

表1 帶滿負荷后3 號軸承座振動

2 軸振大原因分析及處理

2.1 1 號軸承測振桿存在橫向共振及處理

在幾次啟停過程中，1X 在2600 r/min 左右有一個明顯的共振峰值，最大峰值達到 240μm，查閱此前制造廠在平衡臺上平衡時，存在一個2800r/min不明原因共振峰，當(dāng)時懷疑是轉(zhuǎn)子存在共振，但瓦振在此轉(zhuǎn)速下并未出現(xiàn)峰值，表明不是轉(zhuǎn)子共振，也不是支撐系統(tǒng)共振，而是軸振桿存在橫向共振所致，這一現(xiàn)象曾在其他電廠機組上出現(xiàn)過[3]。

首先采用在測振桿頂部加質(zhì)量的方法以改變共振頻率，未見效果，后將 #1 瓦 X、Y 向的測振桿拆下，將渦流傳感器安裝在半圓環(huán)上，環(huán)的兩端固定在軸向位移和危急保安器指示器共用的支架上，該支架為門形，焊在 #1 瓦軸承座底部，門形支架用四根 60 mm×6 mm 角鐵組成平行四邊形，高約 800 mm。再次啟停過程中2600 r/min 均無明顯的振動峰值，證明原來的2600 r/min 下軸振出現(xiàn)的峰值是由測振桿和支架共振所致。

2.2 2 號軸承振動大分析及處理

機組大修后重新啟機，沖轉(zhuǎn)及帶負荷過程中振動不大，帶滿負荷運行 2 小時后，2 瓦軸振突然變大由90 μm 增加至 231 μm，并有繼續(xù)增大的趨勢，通過降低負荷后振動逐步回落至180 μm，如圖3 機組缸脹隨著左膨脹值和右膨脹值達到標(biāo)準(zhǔn)值 12 mm 附近的過程中機組振動發(fā)生大幅增加，應(yīng)是汽封發(fā)生動靜碰磨導(dǎo)致的。之后經(jīng)過幾次啟停，振動值一直居高不下，由于燃汽輪機聯(lián)合循環(huán)機組需要調(diào)峰，啟停頻繁，大修時更換了新的汽封且間隙調(diào)整為下限，導(dǎo)致機組在長時間運行無法消除碰磨。

2.2.1 頻譜特征分析

通過頻譜測試，檢修后該汽機主要表現(xiàn)出以下的特征[4]：

圖3 首次沖轉(zhuǎn)2X、2Y 與膨脹值的關(guān)系曲線

1）冷態(tài)啟動比熱態(tài)啟動振動小，惰走降速振動大于升速振動，說明轉(zhuǎn)子發(fā)生了熱彎曲。2）軸振增加明顯，瓦振較小。3）振動主要以工頻為主，分倍頻較小，振動增大時，均表現(xiàn)為一倍頻分量的增大，轉(zhuǎn)子具有不平衡的特征。4）在振動增大發(fā)散過程，軸承間隙電壓及軸承溫度變化不大，說明軸瓦的承載及工作狀態(tài)沒有惡化。5 ）定速3000 r/min 振動不大，帶負荷后振動緩慢增加。6）振動每次變大過程跟汽機脹差關(guān)系較大。7）定速3000 r/min時2X：90∠256，2Y：92∠63，帶滿負荷振動穩(wěn)定后2X：176∠295，振動幅值和相位均發(fā)生明顯變化。

2.2.2 2 號軸振大應(yīng)對措施

在檢修時將各級汽封間隙均調(diào)至下限，在啟停過程中極易發(fā)生汽封碰磨，避免碰磨振動的根本措施是在檢修中合理確定汽封間隙，若碰磨較輕，可通過運行調(diào)整等手段消除振動[5]。

由圖4 的2X、2Y 升降速伯德圖可知，汽封發(fā)生碰磨產(chǎn)生臨時熱彎曲導(dǎo)致振幅和相位發(fā)生變化，為排除其他因素，現(xiàn)場進行了一些試驗，通過改變軸系狀態(tài)，以期減輕碰磨[6]：

1）調(diào)整油溫，油溫穩(wěn)步下降 1.5 ℃，振動未有明顯變化。2）調(diào)整真空，真空下降后，導(dǎo)致負荷下降，振動略有下降。3 ）調(diào)整熱井水位，將熱井水位由420 mm 升至900 mm，振動未有明顯變化。4）調(diào)整軸封溫度，后軸封溫度由112 ℃提高至 140 ℃，振動由 172 μm 下降至 159 μm，后軸封溫度由 157 ℃降至 120 ℃，振動先升高185 μm 后下降至175 μm 。

圖4 2X、2Y 升降速伯德圖

通過上述手段調(diào)整，并經(jīng)過一個多月的磨合，雖然滿負荷振動由原先 200～220 μm 降至 160～170 μm之間，機組振動已經(jīng)穩(wěn)定但不再大幅下降。經(jīng)過分析認為該機組大修后更換了新的汽封且彈簧式汽封，通過碰磨無法磨出合理間隙，后利用三天停機機會，決定對汽輪機進行動平衡。

如表 2 所示，根據(jù)相同機組影響系數(shù)進行計算配重[7]，通過在盤車機處加重 650 g/40° 及汽輪機18 級葉輪 363 g/320°處兩次加重，將定速 3000 r/min 時 2X、2Y 振動降至66 μm、71 μm，帶滿負荷一段時間后，振動穩(wěn)定在75 μm、77 μm 附近，表明通過精細動平衡降低了初定速振動幅值，改變了軸系狀態(tài)，動靜碰磨點脫離，帶負荷后振動也大幅降低，動平衡試驗結(jié)束，取得良好效果。

表2 汽輪機軸振數(shù)據(jù)及動平衡處理 μm/μm∠°

3 結(jié)論

本文通過對存在軸承座振動偏大，測振桿共振及軸振帶負荷后振動偏大的分析和處理，將機組振動降至優(yōu)良范圍內(nèi)，也為同類機組振動故障診斷提供借鑒。

1）對于坐落于凝汽器上部的汽輪機，容易出現(xiàn)由于支承剛度不足等原因造成的瓦振大，軸振不大的振動故障，可通過加緊軸承座地腳螺栓，改變固有頻率、加注密封壓力膠等措施增強支承剛度。

2）測振桿出現(xiàn)橫向振動問題往往會誤導(dǎo)為轉(zhuǎn)子共振，通過查閱歷史數(shù)據(jù)及制造廠出廠記錄，仔細分辨。

3）通過長期的運行，仍無法減少碰磨產(chǎn)生的熱彎曲，特別是對于一些斜齒汽封、彈簧式汽封或者是碰磨嚴重導(dǎo)致直齒點接觸變?yōu)槊娼佑|的汽封?？赏ㄟ^動平衡將基礎(chǔ)振動值降低，同時也降低了臨時熱彎曲量。

4）對于聯(lián)合循環(huán)調(diào)峰機組，檢修時汽封間隙合理調(diào)整，發(fā)生碰磨后，不易磨出合理間隙，由于其日啟停調(diào)峰特性，往往汽封碰磨很久都無法達到理想效果，通過精細動平衡減小激振力來降低振動是一種有效的方法，如仍存在一定的碰磨，則建議在檢修時調(diào)整汽封間隙徹底處理。