包鋼西區焦化13000空分裝置配套驅動氧壓機用汽輪機組振動超標分析處理

（中國空分設備有限公司，浙江 杭州 310051）

包鋼西區焦化13000空分裝置配套驅動氧壓機用汽輪機組振動超標分析處理

申 健 吳志成

（中國空分設備有限公司，浙江 杭州 310051）

本文介紹了包鋼西區焦化空分裝置配套驅動氧氣透平壓縮機用汽輪機組聯動試車時出現振動超高的情況，分析了故障原因，描述了處理的過程與結果。

汽輪機組；振動；不平衡

1 機組概況

包鋼西區焦化13000空分裝置配套的杭氧透平有限公司生產的氧氣透平壓縮機由杭州汽輪機股份有限公司生產的單出軸全凝式汽輪機驅動，汽輪機為整體撬裝式，排汽側與氧氣透平壓縮機相聯，型號NK25/28/25，工作轉速為12700rpm。

2 試車情況與以及相應分析和解決

13年12月19日汽輪機進行了單試時，因為施工單位的失誤，在拆卸機組聯軸器半重量模擬盤時未對其原始安裝位置進行標記，為避免錯誤安裝模擬盤可能導致振動超標，影響試車結果，經與杭汽調試工程師及總承包單位商議，汽輪機組單試時不安裝半重量模擬盤。單試過程中，汽輪機組驅動端振動最高值（p-p）為31μ，非驅動端振動最高值為37μ。雖然振動值相比廠內單機試車時偏高，但是考慮到沒有安裝半重量模擬盤的影響，同時也因為單試時排汽溫度過高，達到125℃，在機組電子和機械超速試驗結束后，杭汽調試工程師很快將汽輪機停車，各方初步認為汽輪機單試合格，準備下一步進行與氧氣透平壓縮機組的聯動試車。

12月31日首次進行了氧氣透平壓縮機組的聯動試車。聯動試車時，氧氣透平壓機組的振動基本保持穩定，維持在10μ上下，但汽輪機組振動較大。在達到11430rpm暖機轉速時，汽輪機組振動峰值為24～27μ，轉速升至12700rpm工作轉速后，排汽側振動緩慢上升至45μ，并且有繼續上升的趨勢。汽輪機組的振動報警值為50μ，聯鎖跳車值為75μ，為防止機組跳車，決定將轉速降至11430rpm，增加暖機時間，降速后汽輪機組振動值恢復至29～31μ。40分鐘后將轉速升至12700rpm，振動緩慢上升趨勢不變，當振動值升至49μ后，再次降速至11430rpm，振動恢復至30～34μ。40分鐘后進行第三次升速試驗，振動狀態趨勢表象與前兩次相同。為保證氧氣透平壓縮機組的機械試車繼續運行，第三次降速后，現場將維持轉速在1143rpm，運行4小時候停車，期間振動恢復至34～39μ。本次聯動試車時，潤滑油供油壓力維持在1.8bar、39℃，汽輪機組軸承溫度一直保持穩定，為73℃，通過試車情況，現場做出了如下初步分析：

表1 汽輪機組振動值隨進油溫度及轉速的變化

（1）現場對排缸貓爪墊圈進行了檢車，墊圈活動自如，因此可以基本排除發生頂缸的情況。

（2）試車過程中，試著在轉速11430rpm時，通過改變氧氣透平壓縮機的導葉和放空閥開度來改變負荷，但是汽輪機組的振動情況無明顯變化，且氧氣透平壓縮機組與汽輪機組相連側的軸承振動情況良好，沒有異常，因此可以基本排除轉子不對中的情況。

（3）汽輪機組每階段升速時，振動值都隨轉速有上升趨勢，雖然敏感度不高，但是不能排除軸系存在動不平衡原因。

（4）查閱汽輪機組隨機資料，圖紙上所示該機組采用可傾瓦軸承，因此基本排除了油膜振蕩或油膜渦動。

（5）汽輪機組振動在11430rpm時，振動隨負荷變化不明顯，升速12700rpm后振值上升的變化趨勢也很緩慢，并不是突變，因此發生汽流激振的可能性也比較低。

（6）管道應力導致振動升高的跡象不明顯，轉動部件飛脫基本可以排除。

（7）密封間隙動力失穩或支撐系統失穩、松動暫無法判斷。

停車后，施工單位反映，確認汽輪機組的支撐軸承安裝時為兩油隙的橢圓瓦軸承，非可傾瓦軸承，因此14年1月2日再次進行聯動試車來查找原因。本次試車主要的目的為觀察軸承進油溫度的改變對汽輪機組振值的影響，以便找出振動超高的原因，具體結果詳見表1。從表1中可以明顯的觀察出，軸承進油溫度對振動值的影響非常大，結合機組采用的是橢圓瓦軸承，因此現場推測振動超高的主要原因為高轉速下軸承的油膜失穩導致。現場將兩次試車的情況反映給設備制造廠家，要求其盡快派遣工程師到現場解決，并攜帶振動分析儀器對機組進一步檢查。

1月4日，杭汽服務工程師到達現場后，機組進行了第三次聯動試車，繼續檢查并確認機組振動高的原因，汽輪機組振動情況的具體表現與前兩次試車基本一致，期間振動最高值達到67.4μ，但是頻譜分析結果卻與現場第二次聯動試車推測的原因完全不同。

表2 汽輪機組振動值分解結果

從表2中可以看到，67.4μ的汽輪機組振動值（p-p）分解后，在表示油膜形成問題的半倍頻上振動分量僅有0.56μ，在表示對聯軸器對中可能存在問題的二倍頻上的振動分量僅有1.52μ，而在工頻上的振動分量高達63.3μ。根據頻譜分析的結果，工頻的振動分量超過了總振動值的95%，因此主要矛盾轉而集中在軸系的不平衡上。

為檢查確認不平衡量出現是出現在聯軸器處還是汽輪機轉子處，現場決定拆除聯軸器，將半重量模擬盤試裝回汽輪機軸頭，重新對汽輪機組單試。汽輪機組單試工作共進行了三次，每次單試后，根據頻譜分析的結果，將模擬盤轉動一定的角度，前兩次單試情況很不理想，不僅沒有較大改觀，甚至進一步惡化，但第三次單試汽輪機組的運行情況非常好，所有指標均在合格范圍，并且與出廠合格證上的數據基本保持一致，最高振值為24μ，符合API612標準的要求，就此現場排除了汽輪機轉子不平衡的情況，確認殘余不平衡量出現在聯軸器端。

在確認聯軸器處存在不平衡量后，現場原計劃請聯軸器廠家到現場對聯軸器進行現場動平衡，但是為盡快實現空分裝置的投運，以便包鋼焦化項目后續工程的進行，在確認汽輪機轉子無缺陷后，總包方決定試著將聯軸器從廠家給定的安裝位置旋轉一定的角度后再進行聯動試車，看能否通過改變不平衡量的方位來進行糾正。經過三次更換聯軸器安裝角度的試驗，在工作轉速12000rpm下，汽輪機組的振動值可以穩定在進汽側20/12μ，排汽側23/33μ，雖然排汽側振動值較其他新機組仍然略高，但是相比前幾次的試車情況已經有非常大的改進，可以滿足機組長期運行并移交最終用戶使用。

結語

汽輪機組振動大的主要原因為存在不平衡量，經分析，不平衡量出現在250°方向（以汽輪機鍵相位槽處為基準，順時針方向），大小約為5g。聯動試車時不平衡量沒有表現出對氧氣透平壓縮機組的振動產生較大的影響主要在于，氧壓機組的轉子較沉，質量較汽輪機轉子大出一倍多，不平衡量對其的影響相對較小。同時，也因為不平衡量較小，在低轉速時對振動值的影響也較小，而在達到工作轉速后表現出來。第二次試車油溫對機組振動影響巨大的主要原因應為軸承選擇不是特別合理，導致在高進油溫度下油膜形成的阻尼無法抑制機組的振動，使得汽輪機組略顯“嬌貴”。現場試車時也發現，潤滑油的供油壓力隨供油溫度的變化很敏感，供油溫度升高5℃，供油壓力可以降低約30～40kPa，回油總管的視鏡處也可見較為大量的白色泡沫，因此也不排除油品質量的問題導致軸承進油溫度對振動的影響較大的原因。同時本次汽輪機組振動的處理方法為非常規的臨時手段，在適當時機，仍需將聯軸器恢復至廠家給定的安裝位置，通過現場動平衡來進行最終的消缺處理，并不能作為其他機組振動超高問題時的處理指導，但試車期間的分析過程可以為類似問題提供參考。

參考資料

[1]石油、化學和氣體工業用軸流、離心壓縮機及膨脹機-壓縮機API617標準（第7版）[Z].2002.

[2]ISO 1940-1-2003，機械振動-剛性轉子的平衡質量要求[S].

[3]呂鳳霞，別鋒鋒，曾文，王世宇.基于振動可視化的機械系統級故障診斷方法[J].大慶石油學院學報，2011（04）.

TH83 < class="emphasis_bold"> 文獻標識碼：A

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