國產超臨界600 MW機組軸瓦振動大缺陷治理

李永利，官江波，謝金土，潘瑞奎

(神華國華太倉發電有限公司，江蘇 太倉 215433)

0 引言

某廠7號汽輪機為國產第1批超臨界機組，型號為N600-24．2/566/566，為超臨界參數、一次中間再熱、單軸、三缸、四排汽凝汽式汽輪機。汽輪機采用整鍛無中心孔轉子，高中壓缸合缸，整個軸系設置9個軸承進行支撐，其中1號和9號軸瓦運行期間，先后出現振動超標的現象。支持銷定位。位于瓦塊中心的調整墊塊與支持銷的球面接觸，作為可傾瓦的擺動支點。因此，軸承可以隨轉子擺動并自對中心。

1 設備簡介

1.1 汽輪機

該型汽輪機高中壓積木塊采用日本三菱公司成熟的設計；低壓積木塊以成熟的600 MW機組積木塊為母型，與日本三菱公司一起進行改進設計，使之適應日本三菱公司的1 029 mm末級葉片。其主要參數如表1所示。

1.2 軸承

整個軸系由高中壓轉子、低壓Ⅰ轉子、低壓Ⅱ轉子、發電機轉子和勵磁機組成，共設置9個支持軸承。其中1—6及9號軸承(勵磁機軸承)為4瓦可傾瓦，7，8號軸承(發電機軸承)為上部圓筒、下部可傾瓦。可傾瓦軸承的4個支撐鍵具有自位功能，軸承由孔徑鏜到一定公差內的4塊澆有軸承合金鋼制瓦組成，具有徑向調整和潤滑功能。組成軸承殼體的2部分，與軸承座的水平中分面齊平，并用定位銷定位。各瓦塊均支撐于軸承殼體內，且用

表1 汽輪機主要參數

1．2．1 1 號軸承

1號軸承為汽輪機高中壓缸前端軸承，安裝于前軸承箱內。軸瓦型式為4瓦可傾，上、下部各2塊，均為45°角支撐，軸徑尺寸Φ405×355 mm。

1．2．2 9 號軸承

9號軸承為勵磁機支撐軸承，軸承由鋼制軸承殼體和4塊澆有軸承合金的鋼制瓦塊組成，軸徑尺寸Φ228．8×102 mm。軸承殼體用4塊均布球面墊鐵(均與垂直方向成45°角度)固定支承于軸承座內孔，每塊球面墊鐵與軸承殼體之間均有1對L形絕緣墊片(材質為環氧層壓玻璃布)，且用4個螺栓擰緊在軸承殼體上，如圖1所示。

圖1 9號軸瓦結構示意

2 軸承故障及處理情況

2.1 1號軸承情況

2013年機組大修首次啟動后，升速至高中壓轉子臨界轉速區域時，1瓦軸振最大為221 μm；轉速為3 000 r/min時，振動降至約100 μm；機組并網帶負荷過程中，振動基本穩定在130—150 μm，判斷主要是高中壓轉子存在較大的質量不平衡所致。

停機對高中壓轉子進行動平衡處理：在1瓦側加重552 g，角度144°；在2瓦側加重500 g，角度48°。配重后啟動機組，升速至高中壓轉子臨界轉速區域時，1瓦最大軸振181 μm；轉速為3 000 r/min時，振動在73 μm左右；機組并網帶負荷過程中，振動基本穩定在80 μm左右。經過動平衡處理后，單閥配汽方式下，1瓦軸振合格。由單閥切順序閥后，負荷在550 MW以上時，1X方向軸振在90—100 μm；負荷低于480 MW時，1X方向軸振在110—120 μm，但在負荷突變的情況下，該軸振出現超限報警(標準125 μm)現象。再次對高中壓轉子進行動平衡處理，1瓦側加重260 g，角度285°；2瓦側加重260 g，角度105°。機組啟動后負荷600 MW，單閥運行時，1X方向振動77 μm，1Y方向振動70 μm。投順序閥后，負荷500 MW，1X方向振動最大達到140 μm。利用調停檢修機會對1瓦頂部間隙進行調整，使頂部間隙由修前0．82 mm減小到0．53 mm。啟動后1瓦1X方向軸振為23 μm，1Y方向軸振為25 μm。負荷550 MW投順序閥狀態下1瓦1X方向軸振為58 μm，1Y方向軸振為64 μm，振動達優秀值。

2.2 9號軸承情況

9號軸承為勵磁機軸承，位于整個軸系的末端。歷次檢修經過1年左右的時間后，軸瓦振動均逐漸增大，其中9X方向的振動爬升較為明顯，直至超過報警值。為徹底解決這一“頑疾”，技術人員多次與廠家及科研單位溝通，最終確定檢修方案，檢修數據如下：發勵對輪下張口修后0．15 mm(標準為 0．125±0．02 mm)，頂部間隙修前 0．53 mm/0．51 mm，修后 0．25 mm/0．30 mm(標準為 0．71—0．81 mm)，平行度修后 0．10 mm(標準為不大于0．127 mm)垂直度修后 0．07 mm(標準為不大于0．075 mm)。將軸承4個瓦塊背部自位墊塊和調整墊塊更換。啟動后，機組負荷550 MW時9X方向振動為49 μm，9Y方向振動為46 μm，振動達優秀值，且運行1年后無明顯增大出現。

3 故障原因分析

3.1 1號軸承分析

(1) 轉子質量不平衡。從所測振動頻譜圖中可知，工頻振動雖然穩定，但是基數很大，約為92 μm左右。這也是1瓦在單閥狀態下運行時軸振達到99 μm，順閥方式下氣流激振只是在此基礎上增加了20—30 μm，最終導致振動超限報警的主要原因。所以，從振動現象和歷次處理經過可分析出，導致1號軸承振動超標的主要原因為轉子存在質量不平衡。

(2) 汽流激振。采用1—2—3—4順序閥方式進汽時，主要是轉子下部進汽，高中壓缸軸承負荷較輕，容易導致轉子失穩。由于4號高調門沒有開度，導致左側進汽流量大于右側，由于汽流作用，轉子向右側發生徑向位移。由于2號軸承的負荷較重，且中壓端轉子與低壓轉子相連，所以對2號軸承影響不大。1號軸承負荷較輕且前端相對自由，故位移主要體現在1號軸承。在梳齒汽封中，設密封裝置前后壓力分別為P1及P3，則密封腔內的壓力P2取決于P1，P3及汽封齒隙δ1，δ2。當δ1＞δ2時，密封腔中流入的氣量大于流出的氣量，由于氣體的積聚而使腔中壓力P2升高，形成一個作用于轉子的力。這個力永遠垂直于轉子軸心的偏移方向，推動轉子發生半速渦動，導致轉子運動失穩，發生異常振動。梳齒汽封壓力示意如圖2所示。

圖2 梳齒汽封壓力示意

3.2 9號軸承分析

(1) 主要原因。勵磁機轉子在軸瓦中的穩定性變差，是導致軸振迅速增大的主要原因。軸瓦運行一段時間后，轉子對下瓦的磨損，使勵磁機轉子的下沉量(預載量)逐漸減小，轉子與下瓦甚至出現脫空現象(軸振逐漸增大，軸瓦回油溫度逐漸降低，從軸振與瓦溫的運行參數曲線可判斷)，轉子在軸瓦中的穩定性降低。由于下瓦的磨損，使軸瓦頂部間隙增大，瓦塊對軸頸的約束降低，振動上升。由于9瓦負載較小，當軸瓦對軸頸的約束減弱時，軸振增大。

(2) 次要原因。軸瓦下部墊鐵的4個緊固螺栓由于緊力不均勻或者原始緊力不足，在機組運行較長時間后，螺栓緊力逐漸消失，引起墊鐵松動及移位(墊鐵與軸承殼體之間沒有定位銷子)。絕緣墊片及軸瓦墊塊被磨損減薄，軸承支撐剛度下降，軸承振動逐漸增大。

4 處理方案及治理經驗

4.1 1號軸承的處理

對于順序閥運行時產生的汽流激振，可采取動平衡和減小軸瓦頂部間隙、提高軸瓦頂部油膜剛度的方法來加以控制。《電力建設施工及驗收技術規范》規定可傾瓦頂部間隙應為軸頸直徑(大于 300 mm)的 1．2 ‰—2．0 ‰，1號軸頸直徑為354．89 mm，故取其直徑的 1．3 ‰—1．5 ‰，軸瓦頂部間隙應為0．46—0．53 mm，而設計圖紙提供的標準為0．71—0．81 mm，為此，技術人員與廠家進行溝通，確定可以適當減小頂部間隙。其處理效果已在7號機1號瓦振動治理中得到驗證。

4.2 9號軸承的處理

保證發勵對輪下張口值在標準上限，縮小軸瓦頂部間隙，更換軸瓦背部自位墊塊和調整墊塊。其他按軸瓦正常檢修標準執行。

(1) 發勵對輪下張口值標準為0．125 mm±0．02 mm，但根據多次檢修結果發現，發勵對輪下張口值必須調整到標準上限值，集電環轉子端部的預載量才足以保證軸頸在軸瓦中的穩定性。因此，將下張口標準修正為0．15 mm+0．02 mm。

(2) 9號軸瓦頂部間隙設計標準為0．46—0．56 mm，根據軸瓦頂部間隙應為軸頸直徑(小于300 mm)的 1．0 ‰—1．5 ‰，9號軸頸直徑為250 mm，取其直徑的1．0 ‰—1．3 ‰，軸瓦頂部間隙應為 0．25—0．32 mm。

(3) 隨著軸瓦在運行中振動，其背部自位墊塊弧面逐步被磨平，使其自位效果變差甚至失去自位功能，軸瓦受力變化時無法自動調整，導致軸瓦振動和溫度上升。

5 結束語

(1) 由于超臨界高中壓合缸汽輪機1號軸瓦負載較輕，容易發生汽流激振故障，導致1瓦處轉子振動超標。

(2) 因存在不平衡量和汽流激振因素導致的1瓦振動超標，采用轉子動平衡配重和軸瓦頂部間隙調整相結合的消除方法，效果較為明顯。

(3) 廠家設計的軸瓦檢修標準對軸瓦調整具有指導作用，但具體情況應具體分析；可在與廠家進行充分溝通的情況下，合理減小軸瓦頂部間隙，以增大軸瓦對轉子的約束力。

(4) 勵磁機軸瓦(9瓦)預載量通過發勵對輪下張口予以保證，盡量避免采用增減瓦塊背部調整墊片的方法來實現。

(5) 瓦塊背部自位墊塊、絕緣墊片是易損件，建議每次檢修根據磨損程度及時予以更換。

1 中華人民共和國國家能源局．DL/T 5011—1992電力建設施工及驗收技術規范(汽輪機機組篇)[S]．北京：中國電力出版社，2009．

2 黃樹紅．汽輪機原理[M]．北京：中國電力出版社，2008．