賈自強，黃漢華，孫景偉，常 誠，杜華慧

(1.中國五環(huán)工程有限公司,湖北 武漢 430223;2.兗礦能源集團股份有限公司鮑店煤礦,山東 濟寧 272000)

驅動壓縮機的汽輪機屬于化工廠的關鍵設備，其安全穩(wěn)定運行對裝置和工廠至關重要。某項目的背壓式汽輪機在單機試車過程中，多次出現振動過大的現象并觸發(fā)跳車。本文從多方面進行了分析排查，根據故障原因給予針對性處理，整改后保證了項目進度，實現了機組安全、穩(wěn)定運行。

1 問題概述

1.1 機組概況

機組負載是離心壓縮機，提供高壓CO2氣，用于向氣化爐輸送煤粉。透平型號BHS25/01，汽輪機徑向軸承為四油楔橢圓瓦軸承，推力軸承為雙端面Kingsbury軸承。機組主要參數見表1。

表1 汽輪機主要參數

1.2 問題描述

2015年10 月13 日，機組進行無負荷試車。升到7 460 r/min時，施工單位儀表工程師調整探頭時觸發(fā)溫度誤聯(lián)鎖。在約0.5 h后再熱態(tài)試車時，出現振動聯(lián)鎖(機組設定的報警值為72μm，聯(lián)鎖值為100μm)。在廠家指導下嘗試延長暖機時間，但并未奏效。此后數次沖轉均出現類似振動聯(lián)鎖。表2為前兩次試車各轉速下的振動數據。其中，測點3194A為前軸承速關閥側，3194B為前軸承速關閥對側，3195A為后軸承速關閥側，3195B為后軸承速關閥對側。初期振動最大值在3195A處；隨轉速上升，3194A處振動迅速增大并先觸發(fā)聯(lián)鎖。

表2 試車中汽輪機振動數據 μm

2 排查軸承及機組應力

2.1 徑向軸承偏磨

打開軸承箱，發(fā)現后軸承徑向軸瓦的摩擦帶呈楔形，外側摩擦痕跡寬度約為內測的2倍(見圖1)，前軸承瓦塊摩擦痕跡正常，表明轉子在排汽端出現了一定程度擺動。廠家認為該偏磨痕跡影響不大，但還是更換了排汽端徑向軸承，原軸承返廠修復后作為備件。

圖1 排汽端徑向軸承瓦面

2.2 進汽端膨脹間隙不足

汽輪機升溫時缸體和轉子受熱后，缸體和前軸承座會向前軸承側膨脹，安裝時應預留足夠膨脹間隙。運行中如限位螺柱(貓爪)頂死、膨脹受限，缸體會產生巨大應力，可能使動、靜件發(fā)生擦碰，嚴重者將導致轉子變形[1]。

在設計上本機組向前軸承座方向膨脹可達3 mm。試車時，前軸承座貓爪處在軸向膨脹空間只有1.2 mm。故機組不能自由膨脹。

機組公用底板上的臺座間距在現場無法改動。經廠家計算，在滿足強度的情況下對限位螺柱的直徑進行了車削處理，加工后膨脹間隙擴大為4 mm。

2.3 進汽管道發(fā)生頂缸

機組冷態(tài)時，在貓爪、速關閥垂直方向架百分表。暖機過程中發(fā)現速關閥上升約2 mm，速關閥側貓爪處上升0.2 mm后頂死，對側貓爪處上升0.15 mm左右，表明機組升溫后出現管道頂缸現象。

蒸汽管道在高溫下會發(fā)生膨脹，膨脹后施加給缸體的應力須限制在允許范圍內，否則輕則引發(fā)軸承振動、溫度超標，重則造成動靜件接觸摩擦，甚至機組永久變形。本汽輪機質量較輕(1 700 kg)，更容易出現頂缸。

管道模型及彈簧支撐見圖2，紫色節(jié)點為彈簧支撐，綠色節(jié)點為限位管架，其中離速關閥最近的點1055、415為恒力彈簧支撐，點412為變力彈簧支撐。若在速關閥前對管道進行硬限位，速關閥及缸體的膨脹無處釋放，應力模擬顯示產生的應力遠超機組允許范圍。為改善管道頂缸，將點1055、415及412彈簧卸載了部分拉力，使垂直段蒸汽管道更容易向下膨脹。

圖2 進汽管道模型及支撐

汽輪機管口載荷公式見式(1)～(3)：

Lt=Fr+1.09Mr

(1)

(2)

(3)

其中：Lt為管口總載荷；Fr為合力；Mr為合力矩；Fx、Fy、Fz為管口3個方向上受的力；Mx、My、Mz為管口3個方向上受的力矩。

調整彈簧后，根據仿真分析，管道作用在速關閥管口的總載荷為8 277 kN/m2(方向向上)，廠家確認可以接受。

排查整個進汽管道時，發(fā)現圖2中405點應為軸向限位點，但施工時軸向和垂直均作了限位；點290應為垂直限位，但實際做成了軸向限位。此兩處限位離缸體較遠，但對管道的自由膨脹會有一定影響。按設計，對上述支點進行了整改。

采取上述措施后再次進行了無負荷試車，振動問題有所改善，但仍出現振動高聯(lián)鎖。上述現象說明，管道頂缸不是跳車的直接原因，或者頂缸已經造成機組其他故障。

3 監(jiān)控數據分析

為進一步排查，調取了ITCC記錄的各測點振動趨勢，并從System1中提取機組的振動頻譜和軸心軌跡進行分析。

3.1 軸心軌跡呈反向渦動

機組軸心軌跡見圖3，轉速為5 060 r/min，振動峰峰值約為60 μm。軸心軌跡呈現橢圓形，并出現了明顯的反向渦動特征。轉子軸心軌跡反向渦動是動靜件接觸摩擦的征兆[2]。

圖3 前軸承軸心軌跡

3.2 System1振動頻譜特征

分析了System1中的振動頻譜(見圖4)。橫坐標為不同的倍頻，縱坐標為對應頻率下的振動幅值?？梢娬駝泳哂忻黠@的±1倍頻特征：-1倍頻振動在總振幅中占60%以上；+1倍頻振動占20%以上；其他高頻振動振幅很小。

圖4 System1振動幅值頻譜

局部摩擦的振動信號具有廣譜特性，低頻振動成分和高頻振動成分均比較豐富。當局部摩擦發(fā)展為大范圍摩擦后，頻譜圖中±1倍頻振動分量多占據主導地位，高倍頻分量較弱。由此判斷機組內部的動靜部件已出現大范圍的接觸摩擦。

3.3 振幅隨轉速增加

圖5為各測點振動隨轉速的趨勢。

圖5 ITCC各測點振動隨轉速的趨勢

上圖顯示，各測點的振幅對轉速具有極好的跟隨性，表明轉子的殘余不平衡力與轉速成正比[3]。隨轉速增加，所有軸承的振幅同時加大也符合動平衡失穩(wěn)的特征[4]。故判斷透平轉子已出現質量不平衡或彎曲。

從第2次啟動，各次試車中同轉速、同測點的振動幅度具有良好重復性，由此推斷永久性轉子不平衡發(fā)生在第1次跳車后至第2次熱態(tài)啟動前。

4 開缸檢查汽封、轉子

4.1 進汽端汽封偏磨

透平軸端汽封為高低齒，動靜汽封齒錯落布置。開缸后發(fā)現進汽側上靜汽封與轉子已發(fā)生嚴重偏磨(見圖6)。

圖6 上部靜汽封齒磨損

速關閥側斜上方45°位置，沿圓周方向有弧長約100 mm的摩擦帶，密封齒為不銹鋼，硬度較大，轉子只有350 kg，抗擾動能力弱。動靜摩擦會激發(fā)轉子擺動和振動。

這與頻譜顯示的±1倍頻主導振動和軸心軌跡反向渦動特性相吻合。摩擦位置靠近觸發(fā)聯(lián)鎖的探頭位置，故該汽封摩擦是導致透平振動跳車的直接原因。為確保再次沖轉成功，直接更換了新汽封。

此外，轉子汽封在圓周上也有約100 mm的偏磨帶，其他方位未見摩擦，證明轉子發(fā)生了固定相位的跳動。

4.2 轉子表面局部變色

開缸后發(fā)現轉子進汽段和排汽段材料表面呈現烏藍色，排汽端尤其明顯(見圖7)。

圖7 轉子表面呈現烏藍色

本機組的蒸汽溫度約450 ℃，僅沖轉數次即變藍，說明轉子可能在某個時間存在急劇降溫，出現了類似“淬火”現象，導致該現象的原因有以下兩種。

(1)試車初期缸內積液。高溫蒸汽進入缸體時與常溫的缸體材料存在溫差，部分蒸汽凝結成水，如果排液不及時，缸內會積液，液體與轉子接觸時可能發(fā)生“淬火”現象。但經過分析，排除了這種可能。首先，開缸后檢查了缸體導淋和靜葉柵低點的貫通排液孔，未見堵塞。缸體導淋一直敞開，試車時一直排出蒸汽，缸體內不會積液。其次，未發(fā)現缸體流道內有水漬或變藍。第三，若缸內積液先發(fā)生在進氣端，進氣端變藍程度應更明顯，但實際最嚴重的變色出現在排汽端。

(2)首次停機過程中出口放空閥未關，冷氣竄入。汽輪機試車時，背壓排汽未送入蒸汽管網，而是經放空閥去廠房外排大氣。首次跳車后至第2次沖轉的半小時間隔，操作人員未關掉排汽放空閥。缸體內蒸汽在冷凝過程中體積劇烈收縮，導致缸體內壓力低于環(huán)境壓力，使得室外環(huán)境低溫(0 ℃以下)通過放空管逆向竄至汽輪機缸體內。高溫轉子遇見冷空氣，劇烈降溫，出現類似“淬火”現象。冷空氣從排汽管進入，先接觸排汽端，與排汽端變色更明顯相吻合。轉子局部結構，比如葉片、外圓圍帶等可能會在“淬火”中發(fā)生變形，使圓周上質量分布發(fā)生改變。

綜上所述，轉子在急劇冷卻和外部應力(管道頂缸、熱膨脹受限等)的共同作用下，發(fā)生不可逆的質量分布改變，導致轉子動平衡失效，進而引發(fā)多次振動跳車。

5 更換轉子及修復安裝

5.1 更換轉子

根據以上分析更換了備用轉子。更換轉子后對機組重新進行找正、對中，復測了所有間隙和安裝數據，使之符合產品合格證要求。如汽封間隙0.20～0.30 mm，平衡鼓梳齒密封間隙0.25～0.35 mm。

5.2 軸承座補裝定位銷

為防止汽輪機下缸體在膨脹或外部應力作用下發(fā)生偏移，造成動靜件接觸摩擦。在軸承座上補裝了4個φ20的定位錐銷。通過定位銷把汽輪機支座與整個機組的公用底座定位在一起(見圖8)。

圖8 加裝的定位錐銷

5.3 缸體半圓法蘭處軸向定位銷

機組下缸體半圓法蘭處通過一組螺栓將缸體與前軸承座連成剛性整體(見圖9)。復測時發(fā)現，進汽端瓦窩中心垂直方向跳動0.14 mm，水平方向跳動約0.02 mm。同時，圖10中軸承座與缸體承臺配合處在垂直方向有較大間隙，證明缸體發(fā)生了下沉。

圖9 下缸體半圓法蘭及緊固螺栓

圖10 軸承座與下缸體承臺的垂直間隙

分析認為，在暖機及試車過程中，螺栓材料受熱膨脹導致其螺栓緊力變小，缸體在自身重力及外力作用下，利用螺栓孔與螺栓之間的間隙而發(fā)生下沉。這將導致上汽封間隙減小，增加上汽封摩擦的風險。

處理方案如下：脫開進出口蒸汽法蘭口，用液壓裝置將缸體的下沉進行復位，通過復測瓦窩中心跳動量，恢復轉子與缸體同心度。此處螺栓在現場無法更換或加工，故在半圓法蘭的相鄰螺栓之間增加軸向定位錐銷。

6 整改后試車合格

處理完所有問題后再次試車?？肇撦d運轉時，額定轉速下各測點的振動值均在20 μm以內。帶壓縮機滿負荷運行時，汽輪機振動值也都在正常范圍內,振動問題得到解決。

7 返廠修復轉子動平衡

事后，將原轉子運至杭州汽輪集團，校驗高速動平衡，筆者見證了該過程。高速動平衡機上測試的極坐標曲線見圖11。從曲線軌跡可知，動平衡的確遭到破壞，驗證了前文分析。隨后按ISO 1940標準中G1.0級平衡精度重新恢復了該轉子的動平衡，返回現場或作為機組的備用轉子。

圖11 轉子返廠高速動平衡曲線

8 結語

本文針對汽輪機的振動問題、機組安裝進行全面檢查。經過分析，認為外力作用和冷氣竄入破壞了轉子動平衡，引發(fā)動靜件硬接觸，從而導致機組振動過大。經過針對性整改后，機組振動恢復正常，至今已安全穩(wěn)定運行7年。