300MW汽輪發電機組的振動分析與處理

楊新華 ，張麗娟,，陳冬冬，王寶玉

（1.蘭州理工大學 電氣工程與信息工程學院，蘭州 730050； 2.山西昆明煙草有限責任公司，太原 030012； 3.甘肅電力科學研究院，蘭州 730050）

前言

甘肅某電廠3號機組工程設備采用哈爾濱汽輪機廠生產的N300-16.7/538/538型亞臨界、一次中間再熱、單軸、雙缸、雙排汽、凝汽式汽輪機及其輔助設備，配以哈爾濱電機廠生產的QFSN-300-2型發電機，采用靜止勵磁系統。每個轉子跨度使用兩個軸承，#1～#3軸承為可傾瓦，#4軸承為短圓瓦，#5～#6軸承為橢圓瓦。機組軸系設計臨界轉速高壓轉子為1530r/min，低壓轉子為1500r/min，發電機轉子為1000r/min。

該機組于2008年5月10日首次沖轉，5月14日并網發電，6月8日結束168試運。機組在起動及帶負荷運行過程中出現了振動異常現象。針對上述情況，在機組起動、升速、定速、超速、并網帶負荷等各種工況下，對振動信號進行實時監測和記錄，找出了產生振動異常的原因，采取了相應的消振措施，使機組的振動達到優良標準。

1 振動測點布置、監測內容

振動監測分兩部分：一是軸振動信號，這是目前大型發電機組主要監測信號，也是大機組振動的主要評判標準信號；二是軸承座的振動信號。本機組主要以軸振動信號為監測重點，軸承座振動只是在軸振動出現振動故障時做參考分析數據。軸振動信號測量，采用美國本特利的108數據采集器，直接從3500系統的輸出端接出軸振動的輸出信號，用數據分析軟件，對數據進行各種分析和處理。

測量布置如圖1所示。

圖1 測量布置示意圖

2 振動監測情況

2.1 首次起動后機組振動異常

機組首次沖轉，轉速升至460 r/min時，#5軸承振動達102μm，打閘檢查后繼續升速，當轉速達到1000 r/min后，振動值迅速爬升，在1151 r/min時，#5軸承X向、Y向振動值分別達到 157μm、155μm；轉速接近1200r/min時，隨時間的增加，振動值由175μm 、173μm 升至 193μm、191μm；降速過程中，在轉速為1021 r/min時，其值達到237μm、240μm，而實測的發電機軸系的臨界轉速為1000 r/min。

2.1.1 振動原因分析及處理

從以上數據分析，#5軸承振動有如下特點：

（1）升速過程中，隨著轉速的升高，振動的增長率較快；降速過程中，降至一階臨界轉速時振動值很大。

（2）保持一定轉速不變，隨時間的延長，振動雖波動不大但卻逐漸增大。

（3）#5軸承X向、Y向振動幅值差別很小。

（4）轉子產生了熱彎曲。

根據振動特征和相關參數綜合分析，振動的主要原因是轉子在一階臨界轉速下發生轉軸碰磨，導致轉子產生熱彎曲，使振動顯著增加。于是決定揭缸消除碰磨源，此后經試驗驗證轉子并未發生永久性彎曲，可以重新開機。

2.2 低壓轉子初次動平衡

#5軸承振動故障消除后重新開機，由于#3和#4軸承振動過大造成前4次沖轉均未達到3000 r/min。其中，第4次沖轉時#3、 #4軸承升速波得圖見圖2。

根據幾次起動過程中采集的升降速數據分析，在2700 r/min以后，#3軸承X向、#4軸承X向振動相位相差較大（相位差接近140°），振動的分量主要是工頻，振動幅值和相位重復性好，充分表明低壓轉子存在一個二階不平衡分量，可通過動平衡降低振動幅值。首次平衡時的轉速為2820 r/min，在低壓轉子兩側平衡面各加一個螺栓，即#3軸承：458g/340°；#4軸承：458g/160°。加重后起機，通過數據對比發現加重效果顯著，振動幅值降幅都在60μm以上，其中#3軸承X向和#4軸承座振動降幅都在80μm，相位角也變化較大。在轉速升至2888 r/min時，由于#4軸承座振動達198μm，手動打閘停機。

通過對加重后數據分析，用諧分量法計算表明二階不平衡分量很大，上次加重的位置是正確的，只是加重量不夠。決定在保留原加重的基礎上進行第二次加重。加重后再次起機，振動幅值進一步降低，#4軸承座振動由 110μm 降至 51μm，機組順利升速至3000r/min。

圖2 第四次沖轉#3、#4軸承升速波得圖

2.3 中壓轉子動平衡

對低壓轉子實施兩次動平衡后，機組轉速升至3000 r/min，穩定運行半小時后，由于#1、#2軸承振動較大（見表1）停機。

從數據看，振動的分量主要是工頻，1X和2X的相位差為 183°，振動幅值和相位穩定，說明高中壓轉子也存在較大的二階不平衡分量。通過在#1、#2軸承加一個反對稱立偶來降低振動幅值。平衡轉速為3000 r/min，加重位置和重量為：#1：294g/330° ；#2：295g/150°。從2925 r/min數據看，加重取得明顯效果，#1X和#2X的降幅達103μm、92μm。

表1 定速3000 r/min時各軸承振動數據表

2.4 #3、#4軸承振動探頭故障分析

當轉速再次升至3000 r/min后振動數據極不穩定，在11s內#4X振幅值從170μm上升至306μm；#3X在轉速接近3000 r/min時，振動有明顯峰值。根據制造廠提供的數據，該區域為非臨界區，振動的分量主要是工頻。從幾次沖轉的瀑布圖分析，#3軸X向支架渦流探頭的固有頻率為50.2Hz，與工作轉速重合，說明其值不是轉子的真實振動值，而是由于支架共振造成的。停機后，對#3、#4軸承的渦流探頭X向和Y向重新安裝且互換，以后的運行中這一故障消除。

2.5 低壓轉子二次動平衡

由表 1可以看出，在 3000r/min定速運行時，#4軸承振動值仍較大，#3X、#4X振動相位相差 43°，基本同相，是一階振型。因此分別對#3、#4軸承加重，用最小二乘法進行數據處理，求出影響系數，進一步降低振動幅值。結合第三次高中壓轉子動平衡的數據，第四次加重的平衡轉速為2925r/min，加重位置和重量為：#3軸承：455g/140°。由振動數據看，#3軸承加重使#2軸承X向相位角變化了90°，幅值變化不大，并使#3、#4軸承Y向的幅值增加不到30μm，角度基本無變化，說明在#3軸承加重影響系數小。

拆掉#3軸承加重后，對#4軸承進行加重，平衡轉速為2920 r/min，加重重量和位置為455g/140°。加重后起機，機組轉速升至3000 r/min，在排除了#3軸承X向振動支架共振的影響因素后，定速運行數據穩定，相位角變化不大，幅值下降，其中#4軸承 Y向降了52μm。

并網帶負荷后，#4軸承X向、#3軸承Y向振動幅值上升較大，空載時#3、#4軸承X向的選頻量分別為：22μm/250°、119/315°，它們幅值相差較大，相位角相差不大，說明激振力主要在#4軸承側，為一階不平衡分量，需再次通過在#4軸承加平衡重量來減小振幅值。利用第四次加重數據，求出3000r/min時影響系數，計算應在#4軸承加重 906g/185°，考慮到 185°位置上已有平衡塊，實際加重位置為：910g/150°。加重后起機，空載和帶負荷時振動幅值都有下降，其中#3軸承Y向在3000 r/min時由96μm降到46μm；帶100MW負荷時，#4軸承X向、#3軸承Y向的通頻值分別為128μm、74μm；本次動平衡取得成效，但#4軸承振動仍偏大。

通過對動平衡數據分析，在#4軸承加重時對#1、#2軸承振動影響不大，#3、#4軸承的相位角變化不大，只是幅值下降，表明低壓轉子殘余不平衡量很大，加重量不夠，在#4軸承的加重對本身的影響較小。因為在#4軸承已加重 1833g，考慮到機組軸系安全，及臨界轉速1500 r/min和工作轉速3000 r/min，經綜合計算和制造廠同意，利用消缺機會進行了最后一次加重，#4軸承加重位置和重量為 469.8g/127°。這次動平衡取得較好效果，6月4日數據為：#3軸承X向：85μm ，Y 向：83μm ；#4 軸承 X 向：78μm ，Y 向：72μm。至此，動平衡試驗比較圓滿完成。

表2 機組并網帶負荷各軸瓦振動數據表通頻：μm； 選頻 ：μm/°

3 結論

（1）綜合分析3號機組在起動及帶負荷運行中測得的各種振動數據和波形，分析并確診了產生振動異常的主要原因是轉子動平衡精度較差，經過6次現場高速動平衡處理, 轉子軸系振動大幅下降，各軸振值都在85μm以內，基本符合要求。

（2）隨著我國機組制造和工藝水平的提高，大多數異常振動發生在工作轉速，新機開機未升至 3000 r/min時出現異常振動的情況比較少。高中壓和低壓轉子本身殘余不平衡質量太大給現場動平衡增加了難度，需要一次次通過現場高速動平衡來提高轉子的平衡精度，減小振動幅值。

（3）此次動平衡，盡可能在最短時間內處理好了機組的振動問題，確保了機組及時、安全投運；與此同時，也為了解機組振動的特性，積累了分析處理振動的經驗，對于今后同類振動問題的解決具有一定的參考價值。

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