汽輪發電機組滑動軸承油膜振蕩故障的分析與治理

陳陽，楊建剛

(東南大學 火電機組振動國家工程研究中心，南京 210096)

1 前言

某臺350 MW汽輪發電機組由高、中壓合缸，低壓缸，發電機和勵磁機組成。勵磁機為懸臂結構，全軸系有6套軸承，其中汽輪機1#，2#軸承為可傾瓦軸承，3#，4#軸承為橢圓瓦軸承，發電機5#，6#軸承為球面瓦軸承。機組結構簡圖及傳感器布置如圖1所示。

圖1 機組結構簡圖和傳感器布置圖

該機組在某次檢修后開機，定速3 000 r/min時發電機兩側軸承軸振較大。根據對波形圖和頻譜圖的分析，認為發電機轉子存在質量不平衡。在勵磁機、低發對輪及發電機護環加重后，軸系動平衡達到較高精度。軸系平衡結束，機組2次升速到2 950 r/min后，發電機兩端軸承振動突變，機組因5#軸承x測點振動超過跳機保護值而被迫停機。上述異常振動影響了機組的安全穩定運行。

2 振動不穩定現象

(1)振動突變主要出現在發電機前后端軸承上，其他4套軸承振動穩定。圖2給出了一次典型的振動突變過程。5#軸承x，y，6#軸承x，y4個測點振動幾乎同時突變，尤以5#軸承x測點最為明顯。振動突變后，幾秒鐘內就會上升到振動保護動作值。

圖2 一次振動突變過程曲線

(2)圖3給出了最后一次升速5#軸承x測點振動幅值隨轉速變化情況。1 800 r/min之前振動基本穩定，波動幅度較??；升到1 800～ 2 900 r/min時，振動存在不穩定波動，但波動幅度尚在控制范圍內；2 900 r/min后繼續升速，波動幅度明顯增大；轉速繼續升高10～20 r/min，波動幅度擴散，振動劇增引起機組振動保護動作，降速到2 700 ～2 750 r/min后振動值才能降下來。多次試驗發現該過程具有很好的重復性，振動發散與轉速之間的關系非常明顯。

圖3 5#軸承x測點振動發散伯德圖

(3)圖4給出了3個典型轉速下的頻譜圖，分別代表1 800 r/min之前、1 800～2 900 r/min和振動突增后的頻譜圖。1 800 r/min之前，振動頻譜比較“干凈”，工頻以下低頻分量幾乎沒有；1 800～2 900 r/min出現了低頻分量，但其幅值尚可控；2 900 r/min后，頻譜圖中出現了雜亂的低頻分量，而且幅值較大，遠超過工頻分量幅值。

圖5給出了某次振動突變后的振動波形。圖上黑點與汽輪機旋轉周期相對應。該波形圖所對應的轉速為2 921.5 r/min。由該圖反推出故障信號頻率約為9.7 Hz，對應轉速約為582 r/min，該轉速與發電機轉子一階臨界轉速很接近。該現象與圖4不完全相符。

圖4是取8個采樣周期數據所生成的頻譜圖，頻譜分辨率僅為1/8轉速頻率，9.7 Hz分量幅值被泄露到相鄰譜線中，導致低頻分量比較雜亂。圖6給出了取16個采樣周期數據所作的細化頻譜圖?？梢钥闯?，低頻分量主要集中在9.7 Hz附近，幅值達到166μm，遠遠超過工頻分量振幅。

圖4 3個典型轉速下5#軸承x測點的頻譜圖

圖5 5#軸承x測點某次振動突變后的時域波形

圖6 3 000 r/min下取16周期數據的細化頻譜

該現象與波形分析結果相同。當轉速頻率不是故障頻率的整數倍時，FFT分析時所取數據量要盡可能大一些，以減少頻率泄漏效應。

3 振動突變原因分析

綜合以上振動特征，認為突發振動是真實信號，不穩定振動與發電機轉子本身沒有關系，而是由支承轉子的軸承故障所致。通過對振動突發性、振動與轉速之間的關系及發電機轉子一階臨界轉速所對應的頻率等特征的分析，初步判斷機組發生了油膜振蕩故障。

油膜振蕩是軸頸帶動潤滑油高速流動時，高速油流反過來激勵軸頸，使其發生強烈振動的一種自激振動現象[1]。大多發生在機組啟動升速和超速試驗過程中，也有部分情況發生于機組帶負荷運行過程中。

圖7 滑動軸承力學分析簡圖

油膜振蕩故障是一種強烈的自激振動，具有以下特征[2]。

(1)油膜振蕩發生之前，振動以工頻分量為主。一旦發生，低頻分量幅值將成為主要頻率成分，振動頻率約等于轉子系統固有頻率，不隨轉速的變化而變化，不能用提高轉速的方法來消除。

(2)振動具有幅值大和突發性的雙重特性。臨近油膜振蕩時，會出現不穩定的低頻振動分量，此時通頻幅值會表現出一定程度的波動。一旦發生油膜振蕩，振動幅值在短時間(幾秒鐘)內劇增，而且振動幅值遠大于普通強迫振動。

(3)只有當轉速大于2倍轉子一階臨界轉速時才有可能發生油膜振蕩。輕載軸承在該轉速之前，可能首先出現油膜渦動。重載軸承在升速過程中可能直接發生油膜振蕩。

(4)轉速滯后現象。升速和降速過程出現油膜失穩的轉速不一致，降速時油膜振蕩消失的轉速低于升速時產生油膜振蕩的轉速。

(5)正常工作時，軸心按一定的軌跡運動，且軌跡在小范圍內變化；當油膜振蕩發生時，振動逐漸加劇，軌跡的變化范圍急劇增大，且呈紊亂狀態[3]。

通過對該機組振動突變后多次啟停數據的分析，發現該機組的不穩定振動特征符合上述油膜振蕩故障特征，可以確定該機組發生了油膜振蕩故障。

4 油膜振蕩故障的治理

油膜振蕩故障的治理可以從以下幾方面入手[2-7]：減小軸承頂隙、增大軸承側隙；減小軸承長徑比；抬高失穩軸承標高；增大軸承上瓦烏金寬度；提高軸承自位能力；提高潤滑油溫或更換黏度較低的潤滑油等。

當確定機組出現振動突變的故障為油膜振蕩后，對機組安裝數據進行檢查。通過查閱安裝圖紙發現該機組5#，6#軸承頂隙值已達到下限，但是單邊側隙值偏小，僅為0.47 mm。

針對機組油膜振蕩故障，確定并實施了以下處理方案：

(1)將5#，6#軸承單邊側隙放大到0.80 mm，5#，6#軸承橢圓度由目前的0.5提高到0.68;

(2)5#瓦軸承標高在目前基礎上抬高0.10 mm;

(3)取消5#，6#軸承預緊力，使球面能自由定位。

機組處理后再次開機。在整個升速過程中機組的振動情況良好，未出現明顯的低頻分量。表1給出機組在3 000 r/min時5#，6#軸承的通頻振動數據。各測點振動值達到優秀水平。圖8為機組定速3 000 r/min時5#軸承x測點的頻譜圖，從圖8可以看出，振動以工頻分量為主，低頻分量幾乎沒有，可見油膜振蕩故障已經消除。

表1 處理后5#，6#軸承3 000 r/min下通頻數據

圖8 處理后3 000 r/min下5#軸承x測點頻譜圖

5 結束語

汽輪發電機組檢修后軸承振動突變是由9.7 Hz低頻分量所引起的，該低頻分量所對應的轉速與發電機一階臨界轉速比較接近。在對伯德圖、頻譜圖及波形圖分析的基礎上，確定機組振動突變是由于發電機軸承發生了油膜振蕩所致。通過修改失穩軸承的側隙及標高消除了油膜振蕩故障。改進后機組再運行時各軸承振動情況均滿足主機要求。