某電廠3#機組振動異常分析及處理

劉 濤

（湛江電力有限公司，廣東湛江 524033）

1 機組概況

某電廠3#汽輪機原為東方汽輪機廠生產300 MW亞臨界中間再熱雙缸雙排汽凝汽式機組，機組軸系由高中壓轉子、低壓轉子和發電機轉子、集電小軸及7個軸承組成（圖1）。其中1#，2#軸承為可傾瓦軸承，其余軸承為橢圓瓦軸承。機組采用噴嘴配汽方式，高壓部分有4個調節閥，分別對應4組噴嘴（CV1和CV3位于下半部，CV1和CV2，CV3和CV4分別為對角），噴嘴組與調節閥序號相對應，調門開啟順序為“1，2→3→4”。

圖1 軸系示意

2012年對該機組進行通流改造，增容至330 MW。改造后在運行中發現，1#瓦軸振隨運行時間逐漸上升，且高負荷時會突發異常，其中以1X最為明顯（表1）。

表1 通流改造后不同負荷下機組的1X振動值 μm

2 振動測試分析

2.1 振動特征

為掌握機組振動規律，進行了負荷升降、蒸汽參數變化、油溫變化以及閥序切換等一系列振動試驗。對監測數據進行分析后發現，振動具有6個特點。

（1）振動與負荷有一定相關性：①恒定負荷下振動也會出現一定幅度的不規則波動；②負荷升高至門檻負荷（約310 MW）以上時，1X會突發異常振動，振幅甚至達到跳閘值250 μm；負荷降至305 MW以下時振動立即下降至70 μm以下。

（2）1X異常振動時，1Y和瓦振以及2#軸承振動均同步發生突變，但突變幅值相對小一些。

（3）主蒸汽、主汽壓參數越高，越易發生異常振動，主蒸汽溫度降低15～20℃時也易發生異常振動。

（4）順序閥“1，2→3→4”方式運行，CV3高調閥剛開啟時（開度0～15%，對應負荷約310 MW）1X振幅有較大提升。

（5）改變機組潤滑油溫并不能改善振動情況。

（6）振動異常時1#和2#軸承振動主要由0.5倍頻、1倍頻及其諧波構成，0.5倍頻幅值甚至接近或超過1倍頻（圖2）。

圖2 1X波形頻譜

2.2 振動原因分析

振動隨運行時間加長逐漸增大和振動突發異常波動是兩類不同性質的問題，需要分別分析。

2.2.1 振動逐漸爬升的原因分析

中低負荷下1X偏大，最高可達140 μm，且隨負荷變化不明顯。測試結果表明，振動逐步增大主要是由于1倍頻分量增大所致，說明轉子出現不平衡現象。高中壓轉子兩側振動以反相為主，說明轉子存在較大程度的二階不平衡。啟機和停機過程中臨界轉速下振動不大，而工作轉速下振動較大，同樣說明高中壓轉子一階不平衡量較小，二階轉子不平衡量較大。

2.2.2 振動異常波動的原因分析

對比振動異常波動前后的振動頻譜圖，發現恒定負荷下振動不規則波動是由于0.5倍的低頻分量所引起的，屬于自激振動。負荷升高過程中，汽流力改變了軸承載荷，進而導致軸承動力特性發生變化。對該機組高中壓轉子而言，軸承動力特性受汽流力的影響較大，說明軸承本身所承受的載荷較輕。1#瓦溫度73.6℃相比2#瓦溫度100.2℃明顯偏低，說明2#瓦承載較重，使得1#瓦的載荷明顯降低。

CV3高調門開啟后，產生了一個向上的汽流力，作用在轉子上。隨著負荷的增加，向上的汽流力逐漸增加，改變了1#軸頸在軸瓦內的位置，進而改變了1#軸承動力特性。軸承載荷在汽流力作用下變輕了后，軸承油膜剛度減小，振動開始波動。

負荷進一步增大后，作用在轉子上的向上的汽流力進一步增大，1#軸承所承受的載荷進一步減輕，軸承穩定性降低。一旦穩定性低于某一閾值，必將導致系統出現失穩，導致振動的突變。CV3高調門關閉后，軸承穩定性提高，振動隨即迅速減小。

根據上述分析，1#瓦振動異常突變的原因可以總結為：1#軸承載荷較小，CV3高調門開啟后，在汽流力作用下，軸承載荷進一步減輕，發展到一定程度后，導致系統失穩以及振動突變。可以說，25 Hz分量是由于汽流激振/軸承油膜失穩共同引起的，

3 第一階段的處理措施

該機組振動信號中同時包含了25 Hz和50 Hz振動分量。25 Hz分量是由于汽流激振/油膜失穩所共同引起的，50 Hz振動是由于高中壓轉子二階不平衡所引起的。相比于25 Hz低頻振動，現階段50 Hz工頻振動的幅值更大，對機組的影響更大，應該給予更多關注。降低工頻分量的幅值，高中壓轉子振動將會有大幅度的降低，因此決定對高中壓轉子做高速動平衡。而降低0.5倍頻幅值，在機組運行中最常用手段的手段就是切換閥序或切換為單閥運行等。

3.1 運行中改變閥序

將高調門開啟順序由“1，2→3→4”切換為“1，2→4→3”順閥運行，具體操作：CV1和CV2調門同時開啟，負荷升高約300 MW時CV4調門開啟約10%左右，振動開始輕微波動，負荷繼續升高至310 MW時CV4調門開度至27%左右，此時0.5倍頻分量突然增大，使得機組突發異常振動，降低負荷至305 MW及以下時振動立刻下降至正常。

機組運行方式切換為單閥運行時，機組帶高負荷振動基本上比較穩定，但如果主汽壓力>16.7 MPa，則1X偏大。

表2 大修前后315 MW下1#和2#軸承軸振各分量幅值對比 μm

表3 故障處理前后315 MW時1#和2#軸承軸振各分量幅值對比 μm

綜合而言，運行中將閥序由“1，2→3→4”切換為“1，2→4→3”對振動并沒有明顯的改善作用，而將順閥運行切換為單閥運行后，機組振動可以得到明顯的改善，但是此種運行方式非常不經濟，不適合機組長期運行。

3.2 機組大修時的處理措施

由于正常運行時一倍頻分量也較高，且轉子振動反相分量較大，因此判斷轉子存在二階不平衡。2015年12月至2016年1月機組大修，將高中壓轉子運回制造廠做了高速動平衡。

本次大修中，為提高機組經濟性，高中壓過橋汽封采取了8圈布萊登汽封，高中壓葉頂采取16圈刷子汽封，汽輪機通流部分間隙均以標準下限值進行調整。另外，重新調整軸系中心，適當降低2#軸承標高，抬高1#軸承標高，調整軸承載荷分配。

機組大修后啟動，保持順閥“1，2→4→3”方式運行。相比大修前，300 MW以下時高中壓轉子振動大幅下降，降低至50 μm左右。負荷超過315 MW時，1X振動正常，但2X振動迅速增大，短短幾秒內由55 μm增大至132 μm。降負荷至310 MW以下，振動又會快速下降達到57 μm以下。振動異常變化時，1#和2#軸承振動均發生突變。從表2可以看出315 MW時，1X方向1倍頻分量從大修前的101 μm大幅下降至17 μm，可以說大修期間高中壓轉子動平衡效果非常好，對振動改善有明顯的作用。

進一步分析發現，2X振動異常與大修前1X異常突變的現象基本一致，振動來源仍然是0.5倍頻，說明機組仍存在汽流激振。

大修前1#瓦溫比2#瓦溫高26.6℃，而大修后剛好相反，1#瓦溫比2#瓦溫高10℃。分析其原因，主要為本次大修軸系調整幅度過大，導致1#軸承載荷增加、2#軸承載荷降低。1#軸承載荷增大后抵抗汽流激振的能力增強，2#軸承載荷降低后抵抗汽流激振的能力減弱，導致大修后異常振動由1#軸承轉移到2#軸承。

4 第二階段改善措施及結果

由于大修時重新調整了通流間隙和軸系中心，因此，可以嘗試再次進行閥序調整，可能對振動有改善。

將閥序由“1，2→4→3”分別切換為“3，4→1→2”、“ 3，4→2→1”和“1，2→3→4”運行。發現在“3，4→2→1”方式運行時，加負荷至315MW后2X仍然會突發異常振動，而“3，4→1→2”和“1，2→3→4”方式下運行時振動未發生異常波動現象，可以帶滿負荷正常運行，頻譜中也不再出現0.5倍頻的分量。

由于高調閥CV1和CV2對應的噴嘴數為24，CV3和CV4對應的噴嘴數為22，考慮到機組經濟運行，將高壓調門閥序更改為“1，2→3→4”，運行至今機組高負荷時振動未發生異常波動現象，汽流激振故障得以徹底處理（表3）。

5 結論

發生汽流激振，運行中最常采取的措施就是更改閥序，但是如果汽流激振力非常大，即使通過調整閥序，改變軸在軸承中的位置，增強軸承的穩定性，但根本不足以抑制汽流激振。而大修后高中壓轉子做了高速動平衡，動靜間隙重新進行了調整，當閥序由“1，2→4→3”調整為“1，2→3→4”后，CV3 開啟時轉子受到一個向左上方的靜態力，使得轉子向左上方移動，雖然軸承穩定性有所下降，但是動靜間隙卻趨于均勻，汽流激振力大幅下降，振動得到改善。

機組發生汽流激振后，如果運行中通過改變閥序無法改善振動，就只有停機進行處理?？赏ㄟ^適當減小軸承間隙，調整軸承標高，重新分配載荷，提高軸承穩定性，抑制汽流激振。

如果汽流激振發生時振動幅值非常高，且工頻分量也不低，又無其他更好的改善措施，可采用動平衡的方法降低轉子激振力，至少可以降低汽流激振發生時的幅值，保證機組振動在可控范圍內，防止跳機。

［1］寇勝利.汽輪發電機組的振動及現場平衡［M］.北京：中國電力出版社，2007.

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