超臨界汽輪發電機組勵磁轉子的安裝找正及對尾瓦軸振的影響

孔 源，田國成

（1.華能山東分公司，山東 濟南 250025；2.山東電力研究院，山東 濟南 250002）

0 引言

某電廠5號機組由N670-24.2/566/566型汽輪機和QFSN-670-2型發電機組成，由高中壓轉子、低壓轉子、發電機轉子和集電環轉子組成軸系，轉子間為剛性聯軸器連接，發電機轉子和集電環轉子為三支撐結構，9號瓦為四塊均布式可傾瓦。該機在試運及試生產期間，機組尾部9號瓦的振動一直惡變，最大軸振振幅曾超過500mm，嚴重影響機組的安全。據不完全統計，多臺660MW系列機組該處存在振動或瓦溫異常，屬共性問題，應引起設計制造、安裝、調試以及檢修人員的高度重視。

1 集電環轉子的安裝與找正技術

1.1 集發對輪初找正與二次灌漿

1.1.1 就位前的準備和檢查

1）按配對標記分組放好墊片,就位前在基架與底板間平均抽去兩張0.15mm左右的墊片，作為二次灌漿后最終找正時的調節余量。

2）在底板上平直放置集電環裝置，檢查轉子兩端相對于基架的平行度以及轉子相對軸承座的垂直度。平行度＜0.075mm，超差時可通過調節運輸托架下的墊片進行調整；垂直度＜0.13mm，超差時需要與制造廠聯系進行處理。

3）按“軸系找中圖”將轉子初步找正到標高,方法見圖1。

圖1 確定轉子標高

4）控制對輪瓢偏度在0.013 mm范圍內，若超差可現場鏟刮處理。止口徑向須留間隙但不超過0.05mm，若超差應與制造廠聯系；軸向只要有間隙即可；凹凸止口倒角不可相碰，防止配合失效。

5）逐一檢查與集發對輪螺栓孔的配合尺寸與精度，將剪切套筒按編號一一推入聯軸器的孔內，檢查剪切套筒的頸、孔配合應滑爽，精度應合格，然后全部取下妥善保存待用。

6）集電環轉子做第一次頂載試驗，方法參見二次頂載試驗。

1.1.2 集電環二次灌漿前的裝配

集電環基架按要求初找正完畢，將轉子向9號瓦移動，按圖2測取X值，計算δ=X-Y（設計值），作為集發對輪端面間的開口值，δ應大于聯軸器耦合止口的深度。然后按δ值進行集電環軸向就位。

張延青等[30]通過A/0工藝研究了直接利用排放后的城市海水對污水處理廠中生物處理系統造成的影響。證明當海水含有的鹽濃度過高時，生物處理體系嚴重受到高鹽度水平的影響限制，并且生物的活性很難再次恢復到正常水平，氨氮和COD的減除效率顯著降低很多，并且出水質量完全達不到城市污水廠二級出水排放水質的國家規定。

圖2 集電環轉子軸向位置的確定及聯軸器找正

1.1.3 集發對輪的找正方法及要求

按圖2，盤轉電機轉子測取集電環轉子同心度，通過調整底板使同心度達到要求，并在維持這個同心度的前提下找正聯軸器端面。需要調整基架相對底板的高度時，可采用事先取出的兩只0.15mm的墊片。預找正后，復測集電環各部位的軸向和徑向間隙，若與就位前相比變動較大，則必須重新復原并找正。

在集電環轉子盤轉180°后復測不變化的前提下，同心度要求最大值與最小值之差不大于0.05mm。將發電機轉子分別盤轉 0°、90°、180°、270°時測量對輪張口值，再將集電環轉子翻轉180°后按上述步驟進行復測，在兩次測量值基本不變的前提下，下張口要求在0.06～0.08mm之內。

1.1.4 集電環裝置底板的二次灌漿

因集電環裝置的底板面積很大，底板上又僅設一個軸承座，其支承剛度對轉軸的不平衡響應非常敏感。因此，建議采用大流動度、不收縮、高強度的材料二次灌漿，以保證大底板及砂漿墊層只承受分布均勻的壓力，并使接觸面達95%以上。

1.2 集電環裝置的最終安裝

1.2.1 集電環裝置的底板固定

二次灌漿7天后重新吊出集電環，用敲擊法檢測底板下是否有空洞發出的聲音。若發現局部、小范圍的空洞可用鉆孔法將拌有玻璃纖維的環氧樹脂漿體進行補灌填充；若空洞面積較大，特別是軸承座下部有空殼存在，則必須果斷返工，重新灌漿。灌漿合格后，以820Nm的擰緊力矩將基架通過底板和地腳螺栓固定于砂漿墊層上。

1.2.2 集發對輪的最終找正與對接

1.2.3 轉子晃度的檢查與校正

在軸承座合縫面上安裝測量垂直、水平位移的百分表。用鑲有巴氏合金的托環托住轉子軸肩，用行車懸掛一個5 t手拉葫蘆掛住托環，并保證釣鉤正確對中。略微吊起轉子0.35mm，翻出下瓦，再緩慢降低將轉子降回原始位置，耐心等待垂直表讀數穩定并同時察看水平表讀數是否還原，若偏差太大，則應糾正釣鉤的對中。

緩慢盤動發電機轉子，按聯軸器的螺栓編號讀取每個晃動值，同一測點處的讀數至少應重復出現兩遍，數值才有效。按圖3計算容許晃度值A，以9號瓦軸頸處的讀數為準，表計讀數最大值減去最小值應≯A。若晃度不合格，可增加100～200 Nm的力矩，先從需要借正的一組螺栓開始，對角均勻地緊固一遍聯軸器螺栓，并保證對輪端面的平行度不變，然后進行第二次晃度值測量校正。重復上述步驟，直至螺栓力矩達到1 250 Nm左右、晃度值合格。從這時起，至少盤車半小時或待晃度達到穩定后，再以不同的力矩分別緊固螺栓，直到最小力矩值大于1 660Nm為止。若此時晃度不符合要求時，可使最大力矩達到1 930Nm，但不能再大，晃度若仍超差，則必須松開聯接對輪，鏟刮端面后再按上述步驟重新進行晃度校正。晃度合格后，繼續盤車30min以上并到晃度不再隨時間變化為止。

圖3 晃度計算示意圖

1.2.4 集電環軸承的二次頂載試驗

鑒于9號瓦負載對軸振的影響非常敏感，故必須達到或稍大于設計負載。第二次頂載試驗可以實現這一目的，但應注意頂載試驗不能替代晃度校正。

二次頂載試驗應在發電機大齒（或小齒）垂直時進行,0°～360°范圍內,每隔 90°測量 1 次，得到的負載值應相近，偏差在±157 Nm左右，若偏差太大，則說明轉子找正有問題，須重新進行找正。此外，在制造廠內已采用預加載工藝的轉子，一般可不再在現場進行頂載試驗，特殊情況時例外。

1）取下上半軸瓦，在盡量靠近軸承座的地方安置一臺千斤頂，調好對中，在軸頸上方安放一只百分表監視轉子的頂升量。

2）在千斤頂上放置一個壓力傳感器，配以相應的測量儀器。在垂直方向上用千斤頂緩緩頂升轉子，每頂升0.02mm從測量儀器上讀取一個負載值，直到負載值不再隨頂升量而上升，即，轉子與軸瓦脫離為止。此后，繼續頂升轉子，每升高0.05mm讀一次數，測試四到五個點。

3）以頂升位移值為橫坐標，以頂起負載為縱坐標，將轉子脫離軸瓦前的各點連成一條曲線，再將脫離后的5個坐標點連成直線，則兩條線段的交點即為脫離前軸承的負載值F，相應的橫坐標即為轉子脫離前的位移h。后五點連線的斜率Δy/Δx，是轉子的剛度系數。軸承靜止時的負載為：PS=F-h（Δy/Δx）。由于轉子旋轉時8號瓦大軸承與9號瓦小軸承的油膜厚度不同，其差為ε，此外，分塊可傾瓦在運行中會將轉子中心抬高l，故在額定轉速時軸承的動負載為：Pd=F-（h+ε-λ）（Δy/Δx）。若 Pd小于軸承負荷設計值，應增加基架與底板間的墊片抬高軸承座，同時增加對輪的開口量，使其等于第一次預加載試驗得到的原始負載值±{（0～670）+（聯軸器下開口值）×（ι/d）×（Δy/Δx）}Nm。其中：ι為 9 號軸承軸頸中點到聯軸器外端面的長度，mm；d為聯軸器直徑，mm；下開口值，1/100 mm；Δy/Δx為轉軸剛度系數，N/（1/100mm）。

2 檢修要求及電廠發現的問題

2.1 集電環轉子的檢修技術要求

1）集發對輪下張口 0.08～0.10mm；2）垂直度≤0.08mm；3）與 9 號軸承的同心度 0～0.03mm；4）對輪瓢偏度≤0.02mm；5）9號軸承的頂隙應為轉子軸頸的1.5‰～1.8‰，制造廠要求控制在0.19～0.28mm范圍內；而瓦蓋緊力為0～0.05mm。6）根據出廠資料及現場實測知：Λ=0.015mm,L=2160mm，D=650mm，由圖3求得轉子的最大容許晃度A=0.05mm。

2.2 5號機發現的問題

1）在機組試生產階段5號機9號瓦的軸振隨開機次數和運行時間的延長逐漸增大，最大≥500μm，在打閘試驗、甩負荷試驗、超速試驗等特殊工況時的振幅與增大速率尤其顯著。但該瓦處的瓦溫較低且基本不變；2）第一次大修測量的軸徑晃度為0.09mm，同心度為：水平右偏0.3 mm，垂直上偏1.24 mm；3）集發對輪連接狀態下，測得對輪瓢偏為0.05mm；4）翻瓦前測量，軸徑在水平方向右移了0.07 mm，垂直方向下降了0.18mm；5）9號軸承蓋的緊力為：左側-0.17 mm，右側-0.33 mm ；6）9號軸承的頂部間隙為：左側0.82mm，右側0.38 mm。7）對輪連接螺栓的力矩均＜1 600 Nm，各螺栓之間的力矩偏差均＞160 Nm。8）9號瓦軸承座定位銷處存在6絲左右的徑向間隙。9）復測二次頂載情況，9號瓦負載小與設計負載偏差大，不合格。

3 問題分析與現場處理

3.1 問題分析

由于是新機組的首次大修，且機組試生產期內的運行操作均符合規程，因此，可以斷定上述問題源于安裝或制造不良。查閱機組安裝記錄發現上述技術參數均合格，由此判定參數是在運行過程中“游移”的。由于主要技術參數全部超標，而發電機轉子一切正常，因此判斷集電環裝置的基準性結構發生了故障，分析可知，與安裝參量相關的基準結構主要有兩個：集發對輪和9號軸承座。

3.2 現場處理

1）按要求重新找正集電環轉子：水平≤0.07mm，垂直≤0.02mm；2）調整9號瓦的緊力與間隙，要求：頂部0.20mm，左右兩側0.11mm；瓦蓋緊力0.03mm；3）找正集發對輪中心：圓周≤0.02mm，左右≤0.02mm，下開口0.08mm；4）加工修正剪切套筒的長度配合尺寸及精度，其它配合尺寸、精度保持原始加工狀態；5）調整螺栓緊力：首先控制在1 200Nm以下，然后根據晃度調整力矩，在晃度合格的基礎上，控制最大力矩1 900～2 000 Nm，最小力矩1 600Nm。6）晃度合格后，根據頂載試驗復查結果，決定將9號軸承座抬高0.20mm。

4 修后開機的振動故障及處理

4.1 大修后的開機情況

修后首次開機,9號瓦軸振最大為0.101mm，3 000 r/min時逐漸降至0.056mm。打閘試驗后,第二次啟動時波德圖見圖4，3 000 r/min時，9X、9Y軸振分別為136mm、135mm，定速后隨著時間的增加軸振迅速爬升。25 min后，9X、9Y分別增至251mm、236mm，再次打閘停機。取掉轉子的全部整流碳刷，第三次啟動并加強暖機時間，升速至3 000 r/min時,振動基本不變，決定停機檢查9號瓦。軸瓦解體后發現：上瓦瓦蓋緊力分別為：左側-0.05mm，右側-0.20mm。頂部間隙：左側0.48mm，右側0.27mm；二者均發生了很大變化。測量9號軸徑晃度為0.07mm，也發生了較大變化。由前述分析認為，上述變化是由打閘試驗導致對輪螺栓力矩變化引起的。以1 800Nm的力矩將聯軸器螺栓全部重緊一遍，測量晃度為0.06mm；再用1900Nm的力矩復緊后晃度變為0.02mm；最后用2 000Nm的力矩全緊一遍，晃度最大0.03mm，證明了緊力變化且影響晃度的判斷。重新按標準安裝找正后第四次開機，9號瓦軸振及爬升情況與首次啟動時基本相同。

4.2 9號瓦的振動特征

1）打閘試驗后再次達到3 000 r/min時，9X、9Y同時增大，爬升快、幅度大，但瓦溫低。8X軸振與9號瓦振幅值均較小，分別為43mm、9mm,且二者基本無變化。2）取掉全部整流碳刷后9號瓦的軸振特征基本不變，降速過程中軸振明顯比升速時大，臨界對軸振影響大。3）隨9號瓦軸振的爬升，其軸心軌跡不斷外延，但形狀基本不變，9X、9Y分別為248mm、228mm時的軸心軌跡圖，見圖5。4）3 000 r/min時9號軸振的主要成分為工頻，其它分量很小。（5）軸承座各連接部分及其與基架、底板、基礎間的垂直方向差別振動很小。

圖4 9X（左）、9Y（中）軸振升降速波德圖以及9Y軸振爬升真趨勢圖

圖5 定速時9號軸振心軌跡圖

4.3 振動原因分析

由特征1）可見軸振對造成軸系外力（矩）突變的運行工況非常敏感，瓦的負荷較輕，振動與發電機轉子無關；2）、3）、4）可排除動靜碰磨原因，但 3）表明9號軸頸的水平晃度大、水平瓦隙大，水平剛度弱。5）可排除垂直安裝剛度弱的原因；4）則表明9號軸振屬普通強迫振動，轉子存在一定的質量不平衡。

由此可見，9號瓦軸振增大與爬升的主要原因是：機組在甩負荷、打閘試驗、超速等可使軸系產生較大外力（矩）突變的工況下，由于剪切套筒或對輪螺栓存在制造或安裝不良等缺陷，導致對輪各連接螺栓與螺栓孔之間的配合與連接力矩不均勻，部分螺栓產生松弛誘發對輪螺栓連接力矩發生動態改變，使轉子晃度發生“漂移”。晃度變化形成轉子附加不平衡質量，由于9號瓦軸振對動不平衡響應的敏感性，必然形成較大的轉子振動；而9號瓦負荷較輕，瓦的間隙和緊力不合理等安裝缺陷，致使轉子的外部約束對振動響應失去有效性；同時，軸承座定位銷處的徑向間隙又導致其橫向連接剛度大幅降低，使振動幅度在水平方向進一步放大。缺乏約束又存在放大因素的轉子振動必然反過來使螺栓緊力更加松弛，形成力矩松弛—晃度改變—附加不平衡—振動—振動放大—力矩更加松弛的惡性循環，使9號軸振急劇衍化，從而在很短時間內形成振動攀升和振動故障跳機。

4.4 振動處理

重新修配定位銷，緊固9號軸承座地腳螺栓并在第四次開機的基礎上對集電環轉子進行高速動平衡，處理后，第五次開機時9X軸振的升速波德圖，見圖6，其軸振不再變化并達到優良。

圖6 動平衡后9X軸振的升、降速波德圖

5 結論

1）9號瓦軸振對轉子的質量不平衡響應敏感，主要原因是由于其特殊的三支撐結構對軸承負荷、安裝剛度等響應敏感，振動容易被放大或不能得到有效限制。因此應嚴格按要求進行9號瓦加載試驗，對已經采用預加載工藝的轉子，若發現瓦溫偏低、晃度變化并軸振異常時，建議增加二次加載試驗。

2）重視螺栓剪切套筒的形式、加工精度和裝配質量。建議采用錐形等新型結構的套筒或螺栓，保證螺栓與螺栓孔間的接觸均勻性和脹緊可靠性，增強對輪連接剛度，以防止對輪連接再次松弛引發振動。

3）對集電環轉子的異常軸振分析和處理，應同時兼顧軸承座或軸瓦的支撐剛度、對輪連接剛度以及轉子動平衡三個方面。在保證晃度合格的基礎上應盡量采用上限力矩連接對輪。