劉 碩

（國核電站運行服務(wù)技術(shù)有限公司，上海 200233）

0 引言

在首次啟動或經(jīng)過大修后再次啟動或滿負荷運轉(zhuǎn)負荷過程中，汽輪機容易發(fā)生機械振動，主要原因有很多，如驅(qū)動轉(zhuǎn)子不平衡、低頻自激振蕩、轉(zhuǎn)動時零部件飛脫、聯(lián)軸器與轉(zhuǎn)軸相配合的松緊力不足、轉(zhuǎn)子彎曲、動靜碰摩等。通常通過數(shù)據(jù)分析，根據(jù)振動特點，確定故障原因并進行針對性處理，分析方法有軌跡分析法、波形分析法、頻譜分析、階比分析等。以某電廠300 MW機組汽輪機為例，分析其通流改造后的首次啟動過程中振動測試發(fā)現(xiàn)的問題及解決措施。

1 振動特點

1.1 軸系信息

東方汽輪機廠生產(chǎn)的某電廠300 MW 汽輪發(fā)電機組，型號為N300-16.7/537/537-8。該機型為亞臨界一次中間再熱凝汽式汽輪機組，單軸、雙缸雙排汽，高、中壓部分為組合缸，通流部分反向分流體式布置，高壓部分為雙層缸結(jié)構(gòu)，中壓部分為隔板組合套接式箱體結(jié)構(gòu)，低壓部分采用焊接雙缸雙排汽對稱反向分流體式結(jié)構(gòu)。機組共有6 個軸承支撐，汽輪機轉(zhuǎn)子為4 點支撐，高中壓轉(zhuǎn)子與低壓轉(zhuǎn)子分別由1#、2#和3#、4#軸承支撐，其中1#和2#軸承為可傾瓦，3#和4#為橢圓軸承。推力軸承為可傾瓦塊型的活支撐，1#、2#軸承為落地軸承，3#～6#軸承為非落地軸承，5#～6#軸承與發(fā)電機定子構(gòu)成一體（圖1）。

圖1 機組軸系結(jié)構(gòu)示意

1.2 機組啟動振動情況

1.2.1 第一次沖轉(zhuǎn)

汽輪機通流改造后首次開始沖轉(zhuǎn)工作。主機沖轉(zhuǎn)至3000 r/min定速，2X 振動達到116 μm，接近報警值。在定速過程中1#、2#軸承相對軸振不斷爬升，其中2X 振動達到194 μm，隨后機組手動打閘，鍋爐熄火執(zhí)行保溫保壓措施，墮走過程中1#、2#軸承相對軸振較升速過程存在較大漲幅。首次沖轉(zhuǎn)初定速3000 r/min與手動打閘前的振動數(shù)據(jù)見表1；圖2～圖3 為首次沖轉(zhuǎn)至3000 r/min 定速期間軸振2X/2Y 的Bode 圖，圖4～圖5 為首次沖轉(zhuǎn)定速3000 r/min 時軸振2X/2Y 的頻譜圖，圖6～圖7 為定速3000 r/min 至手動打閘期間軸振2X/2Y 的振動趨勢圖。

表1 首次沖轉(zhuǎn)初定速3000 r/min 與手動打閘前的數(shù)據(jù)μm

圖2 首次沖轉(zhuǎn)過程中2X 的Bode 圖

圖3 首次沖轉(zhuǎn)過程中2Y 的Bode 圖

圖4 定速3000 r/min 時2X 的頻譜圖

圖5 定速3000 r/min 時2Y 的頻譜圖

圖6 定速至打閘期間2X 的振動趨勢圖

圖7 定速至打閘期間2Y 的振動趨勢圖

1.2.2 第二次沖轉(zhuǎn)

具備重新沖轉(zhuǎn)條件后，機組進行了第二次沖轉(zhuǎn)。為保證暖機時高中壓缸能夠充分受熱膨脹，第二次沖轉(zhuǎn)時延長了高速暖機運轉(zhuǎn)時間，在二次升速過程中不斷定速暖機并觀察軸承的振動量值變化情況。機組沖轉(zhuǎn)至3000 r/min 定速時，各軸承的軸振動均保持在80 μm 以內(nèi)。

隨后在空載期間低壓轉(zhuǎn)子兩個軸承的相對軸振出現(xiàn)緩慢爬升。機組并網(wǎng)后帶負荷期間，4X、4Y、3X、3Y 振動先后出現(xiàn)快速爬升，4X 最高達到171 μm，3X 最高達到185 μm。帶負荷期間3#、4#軸承相對軸振變化趨勢圖見圖8～圖11，其中振動量值最大時刻的頻譜圖見圖12～圖15。

圖8 帶負荷期間3X 測點振動趨勢圖

圖9 帶負荷期間3Y 測點振動趨勢圖

圖10 帶負荷期間4X 測點振動趨勢圖

圖11 帶負荷期間4Y 測點振動趨勢圖

圖12 帶負荷期間3X 振動最大時頻譜圖

圖13 帶負荷期間3Y 振動最大時頻譜圖

圖14 帶負荷期間4X 振動最大時頻譜圖

圖15 帶負荷期間4Y 振動最大時頻譜圖

2 振動原因分析

由圖2～圖3 可以看出，機組在首次升速過程中2X/Y 的振動變化穩(wěn)定；初定速3000 r/min 時，除2#軸承外，其余測點振動均在80 μm 以內(nèi)。而后在定速3000 r/min 期間，1#、2#軸相對振動不斷爬升，各軸承的基頻占通頻振動的90%以上，幾乎沒有低頻，因此可以判定本故障振動類型為不穩(wěn)定的普通強迫振動。

根據(jù)圖9～圖11，在第二次沖轉(zhuǎn)延長了高速暖機時間，在升速過程中不斷定速暖機觀察振動變化情況，定速時各軸承軸振均在80 μm 以內(nèi)，根據(jù)故障特征理論分析可以判定轉(zhuǎn)子原始平衡狀態(tài)較好。

根據(jù)故障的物理特征，轉(zhuǎn)子由于不平衡力沖擊而激起瞬態(tài)振動響應(yīng)，具有普通強迫振動故障的突變性。瞬態(tài)振動響應(yīng)消失后一般會產(chǎn)生穩(wěn)態(tài)的不平衡振動，這與本次振動特征不同。由于振動消失后依舊可以復(fù)原至原始振動水平，可以排除聯(lián)軸器與轉(zhuǎn)軸配合緊力不足引起的振動變化。轉(zhuǎn)子熱彎曲的最大特點是振動在較短時間內(nèi)急劇增大，發(fā)生振動時的工況往往是不定的且振動時大時小，也與這次振動不相符。因此，可以排除轉(zhuǎn)子熱彎曲導(dǎo)致的振動。

轉(zhuǎn)動機械動靜部分摩擦?xí)罐D(zhuǎn)子局部發(fā)熱，從而產(chǎn)生熱彎曲并引起振動增大。

（1）本次啟機是通流改造后的首次啟動。大修中如果動靜間隙控制不當，機組啟動過程中在某一外界因素或者擾動下就會容易發(fā)生摩擦振動。

（2）摩擦導(dǎo)致振動的變化趨勢有兩種：①摩擦過程中，當產(chǎn)生的熱不平衡量與原始不平衡量矢量疊加后大于轉(zhuǎn)子原始不平衡量，摩擦就會加劇，從而導(dǎo)致轉(zhuǎn)子熱彎曲增大，新的熱不平衡量會更大，最終進入越摩越彎、越彎越摩的惡性循環(huán)。這種情況具體表現(xiàn)為振動量值的持續(xù)迅速上漲；②經(jīng)過一段時間的反復(fù)摩擦，動靜兩個部分脫離直接接觸，自動完全脫離摩擦，轉(zhuǎn)軸的振動水平逐漸恢復(fù)正常。從機組第一次啟動和第二次啟動帶負荷階段的數(shù)據(jù)來看，該機組的振動特征符合第二種情況。

（3）轉(zhuǎn)軸的振動大小在摩擦?xí)r取決于熱不平衡量與轉(zhuǎn)子不平衡量的矢量和。轉(zhuǎn)子高速旋轉(zhuǎn)時熱不平衡量的方向和大小會不斷發(fā)生變化，從而引起振動相位的不斷變化。從本機組的啟、停機過程中的伯德圖上，可以看出振動相位的變化趨勢符合摩擦振動的特征。

（4）從現(xiàn)場運行的歷史經(jīng)驗來看，啟動過程中發(fā)生的碰摩往往是發(fā)生在高壓轉(zhuǎn)子，而工作轉(zhuǎn)速時發(fā)生的碰摩主要發(fā)生在低壓轉(zhuǎn)子。高壓轉(zhuǎn)子在整個軸系中的徑向間隙最小，高壓轉(zhuǎn)子與汽缸的同心度在啟動過程中變化較大，而且高壓轉(zhuǎn)子的振動較大，因此在啟動過程中容易發(fā)生高壓轉(zhuǎn)子與汽缸間的碰摩。由于高壓轉(zhuǎn)子具有較大的振動，動靜部件耐摩性較差，從而能較快地脫離摩擦；但低壓轉(zhuǎn)子由于結(jié)構(gòu)和支承剛度較低等原因，運行中振動較小，動靜部件相對耐摩，因此工作轉(zhuǎn)速時低壓轉(zhuǎn)子的振動水平反而較大，持續(xù)時間較長。

由于初始定速時振動不大，可以認為轉(zhuǎn)子原始平衡狀態(tài)較好。而經(jīng)過一段時間后，引起摩擦的機械因素慢慢消失，動靜部件摩擦自動脫離，最后逐漸恢復(fù)至正常振動水平。

綜合上述分析，本次振動現(xiàn)象符合工作轉(zhuǎn)速時摩擦振動的特征規(guī)律，可以確認本次振動是由于動靜碰摩引起的。

3 故障處理結(jié)果

根據(jù)以上分析，現(xiàn)場采取延長暖機時間、延長帶負荷時間、穩(wěn)定參數(shù)，啟動頂軸油泵、降低軸封供汽參數(shù)等措施，振動逐步下降，最終汽輪機振動情況趨于穩(wěn)定，240 MW 負荷下各相對軸振均在80 μm 以內(nèi)且振動穩(wěn)定（表2）。

表2 240 MW 負荷下最終振動數(shù)據(jù) μm

4 結(jié)論

（1）該機組的振動故障是主要由于：通流改造后汽封、軸封間隙減小，以及機組沖轉(zhuǎn)及帶初負荷過程中，轉(zhuǎn)子和汽缸的膨脹速度不一致導(dǎo)致動靜間隙減小而引起的動靜間碰磨。

（2）此類碰磨故障可通過在啟動過程中適當增加暖機時間、穩(wěn)負荷、啟用頂軸油泵等方式，防止振動過快提升，增加暖機時長，最終確保機組穩(wěn)定運行。

（3）汽輪機組在啟機過程中常會發(fā)生各種振動故障，通過對機組主要啟動曲線和頻譜分析，利用故障樹理論，可準確判斷機組的主要振動故障。