西門子技術超超臨界660 MW汽輪機振動分析及處理

范川

(湖南華電常德發電有限公司，湖南常德415001)

某電廠2×660 MW機組汽輪機采用上海汽輪機有限公司和德國西門子公司聯合設計制造的N660—25/600/600型超超臨界、一次中間再熱、單軸、四缸四排汽、雙背壓、反動凝汽式汽輪機。兩臺機組于2015年底投入運行。

該機型汽輪機由4個汽缸組成，1個單流高壓缸、1個雙流中壓缸、2個雙流低壓缸。軸承則采用N＋1型單軸承支撐結構 (圖1)，即4根轉子5個軸承支撐，其中高壓轉子由兩個軸承支撐、中壓轉子及兩個低壓轉子各由1個軸承支撐。這種支撐形式，可以有效地減少基礎變形對軸承荷載和軸系對中的影響，使機組軸系對中更加容易，但同時也使得軸承安裝要求非常嚴格，受施工工藝水平影響較大。目前已投運的西門子超超臨界機組中，很多機組均出現了不同程度的軸系振動問題〔1〕。

圖1 西門子技術超超臨界660 MW機組軸系結構

該廠1號機組也出現了較嚴重的振動問題。其中1號軸承在330～380 MW負荷段時，X向最大軸振甚至達到了320 μm，該型機組絕對振動進停機保護，軸振只作為振動監視參考，嚴重影響機組安全運行。

1 停機翻瓦檢查情況

2016年11月，利用機組停機消缺機會，對1號軸承進行了翻瓦檢查，檢查發現1號軸承存在較嚴重的問題:

1)1號軸承整體逆時針旋轉移位，軸承橫向偏向汽側、縱向向勵端傾斜。

2)上半軸承勵端、下半軸承左側偏磨嚴重，軸承瓦枕右側處于單面摩擦狀態、軸承支座右側有較深的刮痕。

3)軸承球面體及瓦枕電腐蝕嚴重，轉子軸頸處也有電腐蝕現象。

2 振動故障原因分析

2.1 翻瓦前TDM振動數據分析

由于該軸承振動幅值變化重復性不強，本次選用軸承翻瓦檢查前某次報警的數據來進行分析。振動數據見表1，振動頻譜及波形如圖2、3所示。

表1 振動數據表

圖2 軸振頻譜

圖3 軸振波形

可以看出，振動有下列特征:

1)振動異常時，頻譜中0.5X幅值達175 μm，1X幅值達177 μm，同時伴有較小的1.5X、2X、2.5X、3X、3.5X、4X等諧波，可能存在轉子碰磨或軸承磨損、 松動〔2〕。

2)振動頻譜中一倍頻幅值較大，可能有轉子不平衡或熱彎曲存在。

3)振動頻譜中0.5X分量達175 μm，可能為汽流激振或油膜渦動。但該機型采用全周進汽，在不開補汽閥的情況下一般不會因汽流激振誘發低頻振動〔3〕，故可排除汽流激振原因。

2.2 負荷影響分析

該軸振與負荷變化關系明顯。從圖4負荷—振動—軸瓦溫度關系圖上可以看出:當負荷降低時，軸承左前下部溫度開始升高，軸振動也開始增大，振動增大過程滯后約2～3 h；當負荷開始升高時，軸承左前下部溫度開始降低，軸振動也同步減小。結合軸承解體情況，其原因可能為軸頸與軸瓦摩擦。

圖4 負荷—振動—軸瓦溫度關系

當機組負荷降低時，軸承載荷降低，軸承穩定性變差，同時轉子中心上升，上半軸承勵端、下半軸承調端與轉子之間的間隙變小，油膜變薄。由于此時軸承各處油膜厚度不均，油膜發生半速渦動，軸瓦溫度升高。此時軸頸發生暫態熱彎曲、振動增加〔4〕，嚴重時轉子與軸瓦之間產生碰磨，振動大幅上升。當機組負荷增加時，高壓缸進汽量增加，軸承載荷增加，此時軸承穩定性變好。同時轉子中心下降，軸承與轉子間間隙恢復，油膜趨于穩定，軸承溫度降低，軸承振動幅值亦隨之減小。

2.3 軸承偏斜原因分析

汽輪機安裝時，軸承兩側插片間隙及軸承防跳間隙較大，具體位置如圖5、6所示，轉子在高速運行時對軸承產生一個逆時針的切向力，使得軸承逆時針旋轉并向右側偏斜。當該間隙偏大時，軸承會產生較大位移，并造成軸承不能回位至原來位置。再加上軸承球面體及瓦枕電腐蝕問題，進一步加重了軸承偏斜程度，并導致軸承與轉子不對中、軸承發生偏磨。

圖5 軸承插片間隙圖

圖6 軸承防跳間隙圖

2.4 軸承及瓦枕電腐蝕原因分析

軸承發生電腐蝕主要是由軸電壓引起的。誘發軸電壓的原因很多，主要有靜電荷引起的軸電壓、磁不對稱引起的軸電壓、靜態勵磁系統產生的高頻軸電壓、剩磁引起的軸電壓等〔5〕。

該廠軸承電腐蝕發生在軸承處，其離發電機較遠，且低壓缸與發電機之間的5號軸承處設置了接地碳刷，經檢查該處接地碳刷接觸良好，故軸電壓產生的原因主要是靜電荷引起的軸電壓。結合轉子與軸瓦碰磨這一現象進一步分析，汽輪機轉子高速旋轉時，蒸汽與葉片相互摩擦使得高壓轉子上累積了大量的靜電荷，當1號軸承與轉子碰磨時靜電荷擊穿油膜絕緣，導致軸承發生電腐蝕。

3 振動故障處理

根據翻瓦檢查情況及振動原因分析，針對軸承碰磨和油膜渦動兩大原因制定了如下處理措施:

1)因原軸承電腐蝕及單面磨損嚴重，軸承穩定性及自位能力已無法保證，本次處理時直接對原軸承整體進行了更換，并對軸承支座進行研磨。

2)調整軸承相對于轉子的中心，恢復軸承兩側間隙均勻，以使運行中的油膜厚度均勻。

3)為防止軸承再次旋轉偏斜，調整軸承兩側插片間隙，將其恢復至0.01～0.03 mm，按最小值0.01 mm進行調整，調整軸承兩側防跳間隙，將兩側防跳間隙從設計值0.20～0.25 mm，調整至0.15 mm。

4)為增加軸承穩定性，增大軸承載荷，將軸承標高上抬0.10 mm，同時將軸承頂隙從設計值0.30～0.37 mm，實際調整至0.28 mm。

4 處理后運行情況

按上述故障處理方案對軸承進行了更換及間隙調整，機組啟機后帶負荷運行后，軸承振動正常，軸振合成值最大值為72 μm，振動處理效果良好。另外，根據2017年4月該機檢查性大修時對軸承的檢查情況看，處理后的軸承除上半軸承有輕微摩擦外，未發現軸承偏斜及電腐蝕等其他問題。修前修后主要數據對比見表2。

表2 修前修后主要數據 mm

5 結論

1)西門子技術超超臨界汽輪機因其獨特的軸系和汽缸結構、配汽方式，其性能 (特別是經濟性)有著巨大的優勢，但在運行中也存在較多問題。本次對某電廠軸承振動問題的處理效果良好，其處理方法對同類型機組有一定的借鑒作用。

2)由于單支撐軸系相鄰各轉子振動特性相互耦合，轉子間相互影響較雙支撐結構機組明顯增大〔1〕，因而需在機組大修時對其他軸承進行檢修，以將整臺機組振動控制在優良范圍內。

3)軸承振動僅從檢修方面進行分析處理，但在運行過程中可明顯觀察出該軸承振動幅值受運行參數影響較大，因而需在運行過程中進一步摸索各運行參數對振動的影響。

〔1〕崔亞輝，姚劍飛，張俊杰，等.1 000 MW汽輪機組N＋1支撐軸系的不平衡振動特性研究 〔J〕.中國電力，2015，48(10):1-5.

〔2〕陳長征，胡立新，周勃費，等.設備振動分析與故障診斷技術〔M〕.北京:科學出版社，2007.

〔3〕浙江省電力試驗研究院.單支撐超超臨界百萬機組振動技術研究報告 〔R〕.2010.

〔4〕張學延，張衛軍，葛祥，等.西門子技術1 000 MW超超臨界機組軸系振動問題 〔J〕.中國電力.2012，45(5):68-72.

〔5〕王宇.大型汽輪發電機軸電壓及軸瓦電腐蝕研究 〔D〕.保定:華北電力大學，2009.