15MW發(fā)電機振動原因分析與對策

葉日東

(鎮(zhèn)海石化建安工程有限公司，浙江 寧波 315207)

一、概述

浙江某石化公司熱能部發(fā)電機組由6 182r/min工業(yè)汽輪機、減速機和發(fā)電機組成，機組自2008年投運以后不久，發(fā)電機聯(lián)軸器側(cè)的2#軸承振動較大，水平方向達(dá)131μm，影響了該機組長周期運行。

二、過程及故障現(xiàn)象

發(fā)電機組基本情況：發(fā)電機型號QF-W15-2；轉(zhuǎn)速為3 000r/min；軸承型式為座式滑動軸承圓瓦；聯(lián)軸器型式為剛性對輪。

1.振動檢測

機組于2008年初投運以來，發(fā)電機的2#軸承水平方向有增大的趨勢，2010年2月、5月先后對該機組進(jìn)行振動檢測，發(fā)電機組測點分布如圖1所示，振動數(shù)值見表1。

檢測結(jié)果顯示：兩端工頻均很明顯，而且50Hz頻率時，在齒輪箱兩軸與之相鄰的3#、4#軸承上也表現(xiàn)最突出，大齒輪和小齒輪用加速度探頭測現(xiàn)場振動，均以50Hz為最大峰值，次高峰是102Hz，分別是輸出、輸入軸的工頻。50Hz的幅值高并不一定是大齒輪動平衡有問題，可能是受發(fā)電機振動影響，由于數(shù)值尚可，可以認(rèn)為齒輪箱工作還是正常的。

圖1 發(fā)電機組測點分布圖

表1 軸承振動

2.原因分析

該機組安裝后原始資料未保存，無法查證機組裝置的基礎(chǔ)資料，機組為連續(xù)生產(chǎn)的關(guān)健設(shè)備，不能停機檢查，因此從頻譜和運行情況加以分析。

(1)觀察發(fā)電機負(fù)載與振動幅值的關(guān)系，從4 700kW至10 000kW間，振動值無明顯變化，兩端工頻均很明顯，可確定發(fā)電機振動與負(fù)荷無關(guān)。如表1所示，近半年內(nèi)振動從101μm升至131μm，振動主要分量也是工頻，幅值隨負(fù)荷變化不大，齒輪箱振動隨負(fù)荷下降有所降低。試驗降低潤滑油入口溫度3℃，2#軸承振動無變化，可排除轉(zhuǎn)子內(nèi)件松動的可能，初步判斷，認(rèn)為發(fā)電機轉(zhuǎn)子不平衡可能性最大。

(2)目前發(fā)電機振動較以前有增加趨勢(近半年內(nèi)原工頻值98.8μm，現(xiàn)130μm)，因此認(rèn)為發(fā)電機有必要做現(xiàn)場動平衡，計劃在2010年5月底裝置停工檢修前進(jìn)行。

三、措施

2010年6月9日夜間發(fā)電機大修后做現(xiàn)場動平衡，在前后兩端分別加重300g，一臨界時(1 408r/min)的振動明顯下降，電機聯(lián)軸器側(cè)2#號軸承座振動從2.24mm/s下降至0.71mm/s，但3 000r/min時軸振動下降不明顯。6月11日機組帶負(fù)荷運行，DCS上看，空負(fù)荷時最大振動為2#軸承的75μm；帶上負(fù)荷后，振動略有下降，到7 700kW左右時為64μm(大齒輪嚙合力向下)；從軸承座上測量振動速度，發(fā)現(xiàn)最大振動為電機軸向2.98mm/s，是工頻的2.5倍左右，三倍頻也較明顯，較檢修前有所增加。

從圖2可見二倍頻較高，可斷定為聯(lián)軸器角向不對中引起，但其數(shù)值尚好，在合格范圍(4.5mm/s)內(nèi)，結(jié)合停機時對中復(fù)測的情況，因為沒有對中原始標(biāo)準(zhǔn)，且兩電機軸承上瓦均有龜裂現(xiàn)象，檢修時有意提高了電機的中心約0.1mm。考慮齒輪箱在透平側(cè)的熱輻射明顯高于電機側(cè)，冷態(tài)找正時應(yīng)該有一定的上開口；大小齒輪軸均是靠電機側(cè)振動較大，這在檢修前后未變，主要與該側(cè)為剛性聯(lián)軸器有關(guān)；振動第二的是電機前瓦水平方向，為1.77mm/s，除工頻外，二倍頻明顯，其他各處振動均好，且小于歷史數(shù)據(jù)，據(jù)此判斷聯(lián)軸器存在角向不對中現(xiàn)象。

綜上所述，6月11日的現(xiàn)場動平衡取得了一定的效果。首先，齒輪箱振動較檢修前明顯降低。其次，現(xiàn)場動平衡消除了高達(dá)600g的不平衡量，有利于機組的長期穩(wěn)定運行。

由于裝置趨于開工中，動平衡未經(jīng)熱態(tài)校驗，機組隨即進(jìn)入運行狀態(tài)。從振動的幅值看，本次動平衡后振動<80μm，達(dá)到國家標(biāo)準(zhǔn)GB/T 11348.2的要求。

四、其他問題

裝置停工后的再次啟動運行，發(fā)電機組經(jīng)過幾次開停，2#軸承的振動有所增大，7月1日，機組經(jīng)過動平衡后運行20余天，負(fù)荷10MW時，DCS上電機前瓦振動達(dá)117μm。測量軸承座上振動速度，電機軸降到1.24mm/s，二倍頻最高，是工頻的1.6倍左右，振動最大的電機前瓦水平方向為2.44mm/s，工頻為主，伴多倍頻，三倍頻明顯(圖3)。結(jié)合6月11日測振動情況，判斷軸承在運行中有自動調(diào)整對中的趨勢，使得對中情況好轉(zhuǎn)，但同時產(chǎn)生松動趨勢，振動數(shù)據(jù)見表2。

圖3 7月1日2#軸承水平方向頻譜圖

表2 軸承振動 mm/s

觀察現(xiàn)場，前軸承座上下分為二體，上、下體間有間隙，0.03mm塞尺可通過。下體與底座間略有振動差，可以通過地腳螺栓緊力消除。經(jīng)過分析認(rèn)為，軸承座松動及軸瓦間隙是引起振動的原因。

五、解決方案

發(fā)電機前、后端軸承型號規(guī)格相同，但軸振/座振比的差異較大，說明發(fā)電機2#軸頸的支承剛度較低。從6月11日機組運行后至7月1日經(jīng)歷3次停機開機，2#軸承振動由71μm上升到117μm。軸承座上軸向振動速度下降到1.24mm/s，二倍頻最高，是工頻的1.6倍左右。振動最大的是電機前瓦水平方向2.44mm/s，工頻為主，伴多倍頻，三倍頻明顯。結(jié)合6月11日測振動情況，判斷軸承在運行中有自動調(diào)整對中的趨勢，使得對中情況好轉(zhuǎn)，但同時產(chǎn)生松動趨勢；如將該側(cè)瓦頂隙由檢修時的0.3mm，調(diào)整到0.25mm左右。檢修時發(fā)現(xiàn)2#瓦瓦背球面與瓦座的配合(緊力)為過盈0.25mm，超出規(guī)范要求，通過加墊片調(diào)整為過盈0.05mm。檢查發(fā)現(xiàn)2#瓦的上瓦瓦面巴氏合金層有較大裂紋，但未發(fā)現(xiàn)有磨痕，判斷屬瓦面巴氏合金層制造質(zhì)量問題。

振動頻譜中以基頻分量為主，較穩(wěn)定，說明振動的主要激振力與旋轉(zhuǎn)同頻因素有關(guān)，不排除發(fā)電機轉(zhuǎn)子熱態(tài)不平衡、測振軸頸處偏擺較大的可能性，應(yīng)考慮動平衡校驗。

停機后，如可行應(yīng)立即檢查發(fā)電機前端對輪的熱態(tài)對中情況(錯位、張口)；待機組恢復(fù)冷態(tài)后，再次檢查發(fā)電機前端對輪的冷態(tài)對中情況。根據(jù)這些數(shù)據(jù)可確定齒輪箱與發(fā)電機前端在垂直方向上的熱膨脹差異。

檢查軸與軸承座水平度的同步性(用水平儀)。復(fù)測對輪同心度并同時對兩軸聯(lián)接前后的跳動進(jìn)行比較性的測量（目的：檢查兩者之間聯(lián)接件精度誤差）。

檢查下瓦體可調(diào)式瓦枕與軸承座的接觸情況和左右方位的過盈量(在瓦不受轉(zhuǎn)子重量的情況下，下瓦枕與座之間的間隙為0.03～0.05mm、受轉(zhuǎn)子重量后間隙為零）。

措施實施后情況：以上方案在2012年10月實施，機組在檢修后起動，各工況下的機組軸振動測量結(jié)果見表3。

表3 工況下機組軸振動通頻幅值（峰—峰值）μm

另外，機組負(fù)荷15MW時，機組監(jiān)視屏幕顯示1#軸振2的最大振值為71μm。其測試工況為15.3MW；定子溫度最低測點49℃，最高測點55℃。

由于機組各測點軸振動均在合格范圍，除了1#軸振2的振值在62.7μm以外，其他各測點的振值均小于40μm，且振動值穩(wěn)定，基本不隨運行時間延長而變化，所以沒必要做轉(zhuǎn)子熱態(tài)動平衡。

六、結(jié)論

綜上所述，基于機組振動測試結(jié)果而分析提出的技術(shù)方案是符合實際的；機組停機期間所做的有關(guān)檢修、調(diào)整工作有效的解決了存在的問題和隱患；機組從冷態(tài)啟動直到帶滿負(fù)荷15MW的整個過程中，機組各測點軸振動最大為71μm，小于80μm，符合標(biāo)準(zhǔn)GB/T 11348.2的要求。

[1]沈慶根.化工機器故障診斷技術(shù)[M].浙江大學(xué)出版社，1994.

[2]李和春.化工維修鉗工[M].化學(xué)工業(yè)出版社，2009.