汽輪發電機組油膜振蕩故障的分析診斷與處理

李 凱

（大唐南京發電廠，江蘇南京 210000）

突發性振動是關系到汽輪發電機組設備安全與正常生產的重要故障。對這類振動的定性和原因分析往往比較困難，因而有時會出現處理方法不當，影響運行或延誤工期的情況。以某熱電廠2號機組為例，介紹了由于油膜振蕩造成的突發性振動整個測試、分析、定性、處理方案確定和實施過程，以及最終的處理結果。

1 軸系結構

某熱電廠2號機組是上海汽輪機廠和上海電機廠生產的50 MW供熱機組。汽機轉子由1、2號軸承支撐，橢圓軸承，發電機兩瓦為3、4號軸承，圓柱軸承，勵磁機兩瓦為5、6號軸承。軸系結構如圖1所示。

圖1 2號機組軸系結構

機組投運以來，經歷大小修各一次，小修中更換了勵磁機轉子，振動一直正常，1～4號瓦垂直振動均小于20 μm。2號機組經常處于低負荷狀態，帶高負荷時間不多。

2 突發性振動現象和特征

機組在一次帶高負荷時，1～4號瓦突然出現大振動，運行人員減小負荷，振動消失。經過數小時運行，增加負荷時，大振動再度出現。用手持測振表測量，發現振幅以3號瓦為最大，為200μm，其余3個瓦振較小；頻譜分析表明，高振動的主頻約為20 Hz。然后使用本特利DAIU-208測振儀對機組在帶負荷工況和升降速過程的振動狀況進行了全面的測量。

圖2為發生大振動時1、3號瓦的時間趨勢圖，圖3為振動時1～4號瓦的瀑布圖，圖4為振動時1、3號瓦的頻譜圖。

圖2 振動時間趨勢

圖4 振動頻譜

2號機組的振動特征是：振動是突發性的；大振動頻率成分以20 Hz低頻為主；振動突發時以3瓦振為最大，其余次之；4個瓦振動發生的時間相同，觀察不到先后；負荷減小或轉速減小，振動消失。

為進一步確定振動性質，又對升降速過程振動進行了分析，得到的升降速波特圖如圖5所示。

圖5 升速過程波特圖

3 振動性質與振動原因分析

高速旋轉機械設計和運行中的一個主要問題是控制和降低軸系的強迫振動響應，同時還存在另一類同樣重要的問題：轉子動力失穩和自激振動。

汽輪發電機組軸系臨界轉速、不平衡響應和穩定性共同構成了機組的動態特性，它們直接決定了機組在工作狀態下和啟停機過程中轉子、軸承的振動狀況，是設備安全可靠性的一個重要方面。

對機組軸系的臨界轉速和不平衡響應，無論在設計階段還是實際運行中，都早就有了一些成熟的方法和經驗來控制它們。

相比之下，穩定性問題出現的較晚，最早是在20世紀20年代。GE公司為高爐設計制造的新型透平壓縮機運轉中出現了轉子動力失穩現象[1]。GE的工程師經過數年的研究才確定問題出自轉子材料的內阻和套裝轉子部件之間的摩擦。在進行這些研究的同時，開始對徑向油膜軸承所造成的油膜振蕩失穩有所認識。

轉子動力失穩和自激振動通常表現為下列特點：（1）振動頻率為次同步或超同步，與轉子轉速非同步；（2）自激振動的頻率以轉子本身的固有頻率為主；（3）多數為徑向振動；（4）振幅可能發生突然急劇增加；（5）振幅的變化與轉速或負荷關系密切；（6）失穩狀態下的振動能量來源于系統本身的能量。

對于旋轉機械，自激振動的種類有渦動或振蕩、參數失穩、干摩擦顫振以及強迫振動失穩等。在汽輪發電機組轉子軸承系統中，造成轉子發生動力失穩的作用力很多，常有這樣一些（不包括參數時變造成的失穩）：動壓軸承－油膜振蕩、密封－類似于油膜振蕩、轉動部件內摩擦、葉輪頂隙造成的氣動力（Alford力）、空心轉軸內滯留液體、干摩擦、扭轉渦動（扭矩作用在一個不對中的轉軸上所致）和螺旋渦動顫振。

汽輪發電機組軸系穩定性直接關系到機組的安全運行和設備的可靠性。穩定性能低劣的機組，輕者可減少發電時數，增加檢修費用，重者將導致重大毀機事故。

可以使汽輪發電機組轉子產生發散運動的部位有軸承、軸端及通流部分的汽封、熱套配合面、材料內阻等，轉子所發生的失穩分別被稱為油膜振蕩、汽流激振、摩擦自激等。國內外機組實際運行情況表明，汽輪發電機軸系主要的失穩型式是油膜振蕩和汽流激振。

實際機組穩定性狀況與制造、安裝及運行有關。加工時過大的誤差可能會使原本設計正確的軸承穩定性能降低；安裝時對揚度、軸承標高、軸承載荷等重要指標的控制同樣可以直接影響到機組穩定性；運行參數對穩定性也會造成暫時性的影響。

在影響機組穩定性的諸因素中，軸承是決定因素。滑動軸承中的油膜除了產生壓力支承整個轉子外，還產生阻尼力抑制轉子振動。在一定條件下，阻尼低的軸承支承的轉子會發生油膜振蕩或類似性質的半速渦動。

現場機組處理經驗表明，造成汽輪機組失穩的原因通常是多方面的，而非單一因素所致。導致軸系失穩的擾動力可能來自軸承、轉子的內摩擦、流體力等。僅就軸承的擾動力來看，這個力取決于轉子－軸承的系統阻尼，取決于軸承油膜交叉剛度的量值，還取決于轉子轉速與臨界轉速之比。

根據對2號機組振動測試數據，可以初步確定振動為轉子失穩。根據（1）負荷變動引起振動或減小，（2）低頻這2個特征看，像是汽流激振，但從3號振幅最大看，振動似乎以發電機轉子為主，而不是以汽機轉子為主；另外，20 Hz的自振頻率和汽機轉子固有頻率22.3 Hz（1 340 r/min）不符。因而無法肯定振動性質為汽流激振。

如果是油膜振蕩，應該和轉速相關，而不應該是由負荷變動引起的；振動頻率可以低于半速頻率或發電機的固有頻率。

升降速測試結果顯示，該機組汽機和發電機的臨界轉速均為1 330～1 350 r/min，無法以此來判斷振動是以汽機轉子還是以發電機轉子為主出現。

正在難于最終確定振動性質的時候，停機前做的打閘降速－升速試驗表明，轉速升到3 000 r/min時再次發生了低頻振動，這次和帶負荷無關，根據這種現象，很快基本確定了振動是油膜振蕩。

故障性質和原因的完全確認還需要根據解體檢查的測量值。

造成油膜振蕩的原因是軸承。鑒于2號機組是在已經正常運行2年后的現在才發生油膜振蕩，分析其原因，一個可能是軸瓦磨損，使得軸承間隙變化，垂直方向間隙增大，形成了立橢圓，穩定性惡化，發生油膜振蕩；另一個可能是軸承脫空，負載減小，軸頸在軸承中的偏心率減小，穩定性降低，引起油膜振蕩。如果是后者，則用負荷變化做為起因可以解釋。負荷變化引起汽機轉子上抬，1、2號瓦負載減輕，同時牽連3號瓦負載減輕，在軸承穩定性本就降低的情況下，負荷變化對軸系的擾動導致3號瓦發生油膜振蕩。

檢查各瓦瓦溫、回油溫度發現，3號瓦的這兩個溫度相對都低，瓦溫61℃、回油溫度51～53℃，相鄰兩瓦瓦溫大于66℃、回油溫度大于56℃。

根據振動數據，可以排除葉片飛脫，進入復水器檢查末級和次末級葉片，沒有發現問題；檢查平衡塊，也沒有問題。可以排除通流碰磨，碰磨雖然也有突發性，但不會以20 Hz的低頻為主。

如果上述推斷的結論成立，解體后應該在軸承上發現問題。

機組溫度降下來解體，對4個軸承的頂隙、側隙的檢查，基本和廠家設計值、4月份小修回裝測量值符合，沒有發現明顯問題；揚度檢查2號瓦較上次測量值增大，其余各瓦揚度沒有問題；對輪張口沒有變化；但發現3個重要情況：

(1)對輪中心圓周偏差由0.04 mm變化到0.78 mm，即汽機對輪中心高出發電機對輪中心0.39 mm。

(2)2號瓦、4號瓦下瓦烏金表面磨損嚴重，3號瓦面磨痕輕；

(3)3號瓦塊翻轉約7 mm，4號瓦塊翻轉約1 mm，2號瓦塊沒有翻轉。

這些情況表明，3號瓦脫空；大振動以發電機轉子為主。

關于2號機組振動性質和原因，可以確定為以3號瓦為主的發電機轉子的油膜振蕩；3號瓦負載過輕，造成3號瓦穩定性降低，產生油膜失穩。

至于3號瓦脫空，相對標高變化的原因，尚待進一步分析。

4 處理方案確定、實施及處理結果

根據對振動原因的分析意見，確定并實施了如下的處理方案：

（1）對輪中心調整：2號瓦中心降低0.05 mm，3號瓦中心抬高0.33 mm，4號瓦中心抬高0.35 mm；

（2）修刮2、3、4號瓦下瓦瓦面，修刮過程中不得增大頂隙；

（3）增加3號瓦緊力到0.05 mm。

2003年7月30日，機組處理后沖轉，監測帶50 MW以上負荷8小時，振動正常，沒有低頻振動，23、24 Hz的低頻分量最大幅值為2 μm。

圖6為負荷51～53 MW時的振動趨勢圖，圖7為51～53 MW時的振動瀑布圖。

滿負荷時3號瓦瓦溫64℃、回油溫度62℃，明顯高于消缺前，說明3號瓦軸承載荷明顯提高，穩定性增加。

圖6 負荷51～53 MW時的1、3號瓦振動趨勢

圖 7 51～53 MW時3號瓦振動瀑布圖

5 結束語

本次2號機組振動分析和故障診斷處理是在測點有限，時間緊迫條件下進行的。由于缺少軸振測點，無法知道軸徑靜態位置，增加了診斷難度。

診斷中利用起振工況、振動頻譜、瓦溫等參數，得到了初步結論；然后利用解體后檢查結果，最終確定了故障性質和直接原因；在此基礎上制訂了處理方案，實施后使故障得以消除。

[1]陸頌元.汽輪發電機組振動[M].北京：中國電力出版社，2000.