余熱電站機組振動異常的幾種原因分析

侯躍光

1 概述

余熱電站新裝的整套汽輪發電機組在啟動試運行時，部分機組出現軸承振動值異常、超過規范要求的現象。這類形式的軸承振動通常發生在新裝機組的啟動、暖機和升速過程中。另一類軸承振動的形式是在機組投產運行一段時間后，軸承振動值出現異常。導致機組軸承振動值增大的形式不同，其檢查的范圍和重點也有所區別。

新裝機組出現軸承振動值大的異常現象，應根據機組的試運行參數，例如汽缸的膨脹、軸瓦溫度等，與汽輪機廠的機組運行要求和說明進行比較，初步判斷振動異常的范圍。根據異常的運行參數，停機檢查軸瓦間隙、緊力和軸瓦接觸情況、聯軸器中心等，對結構數據不符合規范要求的部件進行處理。

機組在投產運行一段時間后，出現軸承振動值增大的異常現象，應根據軸承振動變化前后的運行參數記錄進行比較，做出初步判斷，在停機時檢查設備結構，與原始安裝值比較變化。還應檢查主蒸汽管道、循環水管道的變化等。

2 軸承振動值大的幾種形式

2.1 新裝機組的個別軸承的振動值偏大

（1）某臺6MW機組暖機時，其2號和3號軸承水平方向的振動值偏大。至額定轉速后，其3號軸承水平振動值增大至接近110μm，規范要求應≯30μm。

（2）某臺9MW機組在暖機時，其2號和3號軸承振動值偏大。隨著機組升速，振動值緩慢增大。達額定轉速后，已超過規范允許的振動標準值。

上述兩臺機組的特點是，隨轉速上升，振動值持續增大，超過規范要求。

（3）某臺16MW機組，在升速通過臨界轉速時，4號軸承振動值一直正常，但在～2 960r/min轉速范圍內時，4號軸承振動值突然增大，超過規范要求。

此機組的特點是，在某一特殊轉速范圍內，個別軸承振動值突然迅速增大。

2.2 新裝機組試運行中，隨暖機時間的延長，軸承振動值全部增大

其特點是，在轉速不變的條件下，全部軸承振動值緩慢增大。例如，某臺15MW的機組低速暖機時，初始振動值正常，隨著暖機時間的延長，軸承振動值全部逐漸增大。尤其在中速暖機時，軸承振動值迅速增大。

2.3 隨著機組長期的運行，軸承振動值逐漸增大

其特點是，運行參數沒有明顯變化，所有軸承振動值緩慢增大。這類振動形式多數發生在投產運行幾個月后。例如，某臺4.5MW機組投產6個月后，各軸承振動值緩慢增大，至投產約20個月，停機檢修時，3號瓦振動值已達到～60μm，其余各軸承振動值也有不同程度增大。

3 振動值大的原因分析及處理

3.1 個別軸承的振動值偏大的原因及處理

（1）上述2.1（1）節中6MW機組的問題

在啟動過程中，2號和3號軸承水平方向的振動值一直偏大。分析其結構特點，2號軸承和3號軸承布置在中間軸承座上，為獨立的落地式滑動支座，沒有和汽缸聯接的貓爪結構，這與前汽缸貓爪推動前軸承箱結構不同。分析認為，此處軸承座獨立，且運行溫度低，不應考慮位移，所以中間軸承座的滑動設計是不合理的。由于滑動支座解除了軸向限位，水平方向的束縛得到部分釋放，造成振動值增大。

處理方式：擰緊中間軸承座的4件聯系螺栓，改為固定連接軸承座，取消軸承座沿軸向滑動的設計方式，處理后機組振動值偏大的問題得到解決。

（2）上述2.1（2）節中9MW機組的問題

2號和3號軸承的振動值較大，停機檢查發現，聯軸器中心變化較大。重新找正中心后，機組在一周時間內進行了兩次啟動。同其他兩個方向相比，2號和3號軸承的水平振動值最大。額定轉速時，測振儀的結果記錄見表1。

表1 2號和3號軸承的水平振動振動值（1X頻）

根據振動測試標準ISO 10816，新裝機組振動值應≤3.5mm/s，顯然，上述軸承振動值已超過規范要求。

從表1可以看到兩個振動特征：

第一，2號和3號軸承的振動相位角基本一致。第二，機組的兩次啟動，振動值相比較，在汽-發聯軸器未做任何中心調整的情況下，其2號和3號軸承的振動相位角均同時變化，且相位角基本相同，均為180°左右。

依據振動特征分析：

由第一個特征，2號和3號軸承的振動相位角同向。這個不平衡離心力同時影響了兩軸承，應在兩軸承之間。

由第二個特征，2號和3號軸承的振動相位角同時出現相位角改變值180°的一致變化，即這個不平衡離心力方向也是變化的。只有轉子上的某一部件出現對稱角度即180°位置的變化，才能改變振動的相位角。

分析認為，聯軸器出現的傾斜和松動現象，會同時滿足上述兩個特征出現的條件。

重新測量發電機聯軸器端面瓢偏和圓周晃度，檢查結果發現端面瓢偏和圓周晃度出現與安裝值不符的現象。安裝時發電機聯軸器的端面瓢偏值為0.02mm，圓周晃度值為0.01mm；而經兩次啟動試運行后，復查發電機聯軸器的端面瓢偏值改變為0.08mm，圓周晃度值改變為0.10mm。

上述數據變化說明，發電機聯軸器出現了傾斜和松動現象，即發電機聯軸器缺陷是造成振動增大的原因。分析如下：

發電機轉子與聯軸器為1：10錐度的套裝配合，緊力為0.09～0.14mm，即在發電機轉子軸端圓的錐面加熱套裝聯軸器，在聯軸器孔的錐度和轉子相應配合處，如果軸的錐度有偏差，則會在圓錐接觸面上出現線接觸，聯軸器必然會出現傾斜現象，而傾斜使得不平衡量增加。線接觸面很小，運行時必然造成聯軸器松動，即傾斜角度是變化的。

如果聯軸器套裝是傾斜的，為何在機組安裝時，測量的發電機聯軸器的端面瓢偏和圓周晃度值，又是如此優良呢？

分析認為，轉子出廠前，聯軸器套裝傾斜后，在測量基準面上，被人為加工車削處理。經測量聯軸器的軸向厚度，在對稱180°的平面上，厚度偏差為0.35mm，即可以證明。否則，厚度偏差如此大的聯軸器，其端面瓢偏和圓周晃度如此良好是不可能的。

處理方式：

a抽出發電機轉子，松開軸端的鎖緊螺母，退出發電機聯軸器。

b涂色檢查聯軸器接觸，刮研錐度配合的圓孔結合面，使聯軸器孔和轉子軸的接觸面逐漸增加。

c接觸面達到要求后，將轉子做好軸向限位塊和標記，吊起聯軸器加熱，重新套裝聯軸器。

d此時的測量端面瓢偏為斜面。對偏差進行刮研處理，消除聯軸器的厚度偏差。

e機組再次啟動時，重新進行動平衡調整。動平衡試驗調整后，機組2號和3號軸承振動值偏大現象消除。

（3）某一轉速范圍內個別軸承振動值突然增大的問題

上述2.1（3）節中的16MW機組，在～2 960r/min轉速范圍內時，4號軸承振動值突然增大。由測振儀監測分析，其16MW機組振動增大的主要頻率為2X頻。結合發電機臨界轉速～1480r/min，可以看到兩個主要特征：

第一個特征是，發生振動值增大恰好在發電機兩倍臨界轉速的范圍。第二個特征是，其振動增大的主頻率為2X頻。

根據油膜振蕩的理論，其主要特點，一是可產生與轉軸達到臨界轉速時同等的振幅或更加激烈；二是發生于轉軸兩倍臨界轉速以上，其甩動方向與轉軸旋轉方向一致。

根據測振儀的分析，4號軸承出現的振動特點，同時滿足上述兩個特征。分析認為，這是油膜振蕩引起的典型振動案例。與機組的其他軸承不同的是，4號軸承為圓筒形軸承。這種結構的軸承穩定性較差，逐漸被橢圓形軸承所取代。同時，圓筒形軸承需在現場進行刮研，即軸瓦接觸角通過現場處理確定。

分析認為，減小軸瓦的接觸角，即增大軸瓦的比壓，是消除油膜振蕩的最有效方式。

處理方式：重新刮研軸瓦，適當減小軸瓦接觸角，經處理后的接觸角度約為60°，處理后，機組4號軸承油膜振蕩問題得到解決。

3.2 隨暖機時間的延長，軸承振動值全部增大的原因及處理

上述2.2節中的15MW機組，低速暖機時，即出現各軸承振動值隨著暖機時間的延長而全部增大現象。中速暖機時，軸承振動值迅速增大。

后汽缸的結構是，左右兩側的托架支撐汽缸，與導板的滑動接觸面保證熱膨脹的位移。后汽缸導板上，汽缸沿橫銷基準線分別向前后膨脹。

經檢查，在后汽缸排汽法蘭與混凝土基礎孔洞垂直面的空間，被二次澆灌的水泥砂漿封閉，固定了后汽缸。這說明汽缸的膨脹嚴重受阻，是軸承振動值全部增大的原因。

處理方式：停機后鑿開填充在排汽法蘭與混凝土基礎孔洞垂直面的灌漿水泥，并預留10mm以上的間隙。經處理，機組軸承振動值全部增大的問題得到解決。

3.3 隨著機組的長期運行，軸承振動值逐漸增大的原因及處理

上述2.3節中的4.5MW機組，在投產6個月后，各軸承振動值緩慢增大。機組投產約一年時，循環水管道曾出現沉降現象，割開連接凝汽器的垂直循環水管道后，管道下沉高度約為150mm。至投產約20個月停機檢修時各軸承振動值達到最大。

用塞尺檢查，后汽缸右側托架與后導板結合面之間出現了局部間隙。其局部間隙達到0.35mm，停機后檢查達到0.70mm，不接觸面積＞50%。

前汽缸一側貓爪橫銷的墊片緩慢向外退出。說明此處的貓爪橫銷與墊片出現間隙。

循環水管道布置在機組左側，凝汽器左端受到管道下沉的拉力，左側彈簧被外力壓縮，高度減小，在后汽缸的右側，在外力的作用下產生位移和變形，托架與導板結合面即產生間隙，形成不穩定結構，循環水管道的繼續下沉導致振動值增大。

處理方式：

a揭缸，割開連接后汽缸與凝汽器連接排汽短節。

b調整凝汽器彈簧，使各支撐彈簧的高度一致，凝汽器受力均勻。

c以導板為基準面，刮研后汽缸托架，消除后汽缸托架與導板的間隙。應注意，保證前軸承座與前臺板滑動面不出現間隙；同時，汽缸橫向水平不出現較大偏差。

d后汽缸托架與導板間隙消除后，調整汽封洼窩中心符合規范要求。

e上述調整完成后，連接后汽缸，機組回裝。

處理后，軸承振動值逐漸增大的問題得到解決。

4 幾點體會

4.1 個別軸承的振動值偏大問題

主要檢查如下：

（1）個別軸承缺陷或接觸面設計不合理。軸瓦頂部間隙過大，球面和軸承蓋緊力過大，軸瓦墊塊接觸不良，都會使振動值增大；軸承座臺板接觸面設計不合理，例如上述的中間軸承座設計問題。

（2）轉子部件缺陷。例如，上述聯軸器廠內組裝時，軸孔配合問題導致的端面瓢偏。

（3）汽缸內通流部分的局部摩擦。多數內部局部摩擦的部位在隔板汽封位置。這種局部摩擦，一般會使3號軸承的振動值增加，振動方式多數為周期性波動變化。

（4）油膜振蕩。根據測振儀分析振動頻率，比較容易判斷，不再贅述。

4.2 隨暖機時間延長，軸承振動值全部增大問題

主要檢查機組膨脹的影響因素：

（1）檢查后汽缸與混凝土基礎的空間，前軸承座絕對膨脹是否正常。由機組試運行實踐證明，即使汽缸與基礎有很少的接觸，也會影響機組的振動。例如，僅是在排汽缸與基礎垂直面之間落入一塊楔形鋼板，即同樣出現上述問題。

（2）汽缸和前軸承座連接的管道。應注意主蒸汽管道和補汽管道與滑動支架之間的滑動面，不允許點焊固定。

（3）前軸承座連接的油管道。應在管道設計布置時考慮設置能夠吸收熱膨脹余量彎管段。對潤滑油回油管道，也可設置波形補償器。應檢查前軸承座的絕對膨脹值。機組第一次啟動試運行時，應在前軸承座處架設百分表，監測和記錄各轉速階段的膨脹值，便于對故障進行分析。

4.3 隨著機組長期的運行，軸承振動值逐漸增大問題

主要檢查循環水管道基礎緩慢沉降的影響：

對連續運行時間短，循環水管道基礎未完成緩慢下沉趨勢的機組，當振動值超過規范不大時，應密切注意監測振動值的變化趨勢，只要不出現故障停機的狀況，即可維持運行，待停機檢修時處理。當機組連續運行時間較長，其振動值的增加已基本穩定，再進行消除應力的處理。

為避免出現這類問題，安裝時應注意地下管道的布置，一定要有防止管道沉降的措施。管道敷設前，應用三合土夯實管溝地面，如遇較差的濕陷性土質，管道必須采取設支座等方式，如此即可得到較好的效果。

[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.

[2]DL5011-92，電力建設施工及驗收技術規范《汽輪機機組篇》[S].

[3]ISO10816，國際振動測試標準[S].■