660 MW 機組發電機軸承端蓋振動故障診斷及處理

莊 新

（廣東拓奇電力技術發展有限公司，廣東廣州 550663）

0 引言

為了保障城市經濟的發展與居民用電的穩定，提高汽輪發電機組檢修質量，保障城市供電已經成為了火力發電廠檢修單位的重要任務。某電廠2×660 MW 機組新建工程超臨界機組，2#機組發電機是東方電機股份有限公司生產的QFSN-660-2-22型、水氫氫冷卻汽輪發電機。2#低壓轉子和發電機轉子通過聯軸器剛性聯接。發電機兩個軸承采用上半一塊、下半兩塊可傾瓦端蓋式軸承。

第一次檢修后，發電機端蓋振動大，通過幾次停機臨修都沒有解決問題，此次大修工作重點是處理發電機端蓋振動大，處理前對振動原因做了詳細分析，制定了處理方案，在檢修中予以實現，為機組可靠安全運行提供了保障。

1 機組投產后第一次大修后軸承端蓋振動情況

該2#機組于2012 年1 月并網發電，機組軸系振動情況良好，運行一段時間后發電機密封瓦漏氫，2012 年11 月停機檢修處理密封瓦漏氫問題。本次檢修只針對低發對輪，找低發對輪中心時表針指向B 低壓轉子，盤發電機轉子，汽輪機轉子不動；調中心時發電機底座墊片進行了抽減。中心驗收合格后回裝設備。

2012 年12 月12 日汽輪機首次沖轉，汽輪機轉速到3000 r/min后7Y 的振動值在100 μm 左右，8Y 的振動值約90 μm，機組按正常情況升負荷至300～330 MW，在此工況區間機組穩定時間超過24 h 以上，7Y 與8Y 的軸振均有所上升。當機組升負荷至580 MW 時，測試7Y 軸振最高升至135 μm、瓦振不高，而8Y軸振不高、瓦振最高升至140 μm，發電機周圍平臺振感強烈。

2 軸承端蓋振動原因分析

2.1 低發對輪螺栓緊力不足、同心度不符合設計要求

聯軸器連接螺栓緊力不足、連接松弛或連接螺栓局部斷裂，轉軸剛度降低。如果低—發靠背輪的連接剛度存在問題，轉子的軸向緊力不足，使得轉子在運行中軸頭的晃度增大，從而產生了新的不平衡量，使各7#、8#軸承振動增加。

2.2 低發對輪中心不符合設計要求

第一次檢修找中心時，測量方法不正確且單盤發電機轉子，汽輪機轉子可能存在一定的扭力。第二次大修解體時測量解體前低發對輪中心與設計值偏差不大，所以低發對輪中心可能是引起的發電機端蓋振動大的原因之一，但不是主要原因。

2.3 發電機轉子可能存在匝間短路

匝間短路引發振動的特點是：隨勵磁電流的增減而增減，一旦斷開勵磁，振動馬上就會消失，但是由于匝間短路引起的轉子熱變形，振動與勵磁電流間有時滯。機組檢修時，電氣人員對發電機進行了詳細的檢查并做了相關的試驗，檢查發電機良好、沒有異常，試驗合格。所以，可以排除匝間短路是引起發電機端蓋振動大的原因。

2.4 發電機轉子和定子之間的空氣間隙不均勻

空氣間隙不均勻時，將引起定子與轉子四周磁拉力的不均衡，產生單邊徑向磁拉力過大。單邊磁拉力與相對偏心率成正比。氣隙偏心率過大將引起轉子旋轉振動增加，嚴重時還會使轉子產生彈性變形。解體時測量，空氣間隙在設計范圍內，可以排除空氣間隙不均勻引起發電機軸承端蓋振動大的原因。

2.5 發電機轉子熱變形

轉子熱變形引發的振動特征是一倍頻振幅的增加與轉子溫度有密切關系，多數情況下發生在機組冷態啟機定速后帶負荷階段，此時轉子溫度逐漸升高，材質內應力釋放引起轉子熱變形，一倍頻振動增大，同時可能伴隨相位變化。由于引起了轉子彎曲變形而導致機組異常振動。

轉子永久性彎曲和臨時性彎曲是兩種不同的故障，但其故障機理相同，均與轉子質量偏心類似，因而都會產生與質量偏心類似的旋轉矢量激振力。與質心偏離不同之處在于，軸彎曲會使兩端產生錐形運動，因而在軸向還會產生較大的工頻振動。機組運行過程中5X/5Y、6X/6Y、7X/7Y、8X/8Y 的振動相位均無太大變化，說明低壓缸和發電機轉子的質量平衡未發生改變，可以排除發電機轉子產生熱變形。

2.6 軸承自身特性

軸承自身特性對機組振動也會產生影響，主要包括軸瓦接觸、軸瓦緊力、頂隙和連接剛度等。軸瓦接觸、軸瓦緊力和頂隙主要影響軸承的穩定性，如果軸承的穩定性太差，在外界因素的影響下容易使機組振動超標。軸承的連接情況主要對軸承剛度產生影響，如果軸承剛度不夠，在同樣大小的激振力下引起的振動較大，所以必須將軸承各連接螺栓擰緊。但是在現場，經常發現由于連接螺栓未擰緊而引起振動現象。所以軸承自身特性可能是引起的發電機端蓋振動大的原因之一，但不是主要原因。

2.7 發電機底座負荷分配不均

2012 年檢修找中心時，沒有按照技術要求對發電機底座加減墊片，改變其負荷分配，使得發電機底座可能存在中間受力、兩端懸空的現象。根據測試數據來看，從7#瓦發電機支座到8#瓦處發電機支座的振動逐漸增大，而且8#瓦處發電機支座與支撐基礎處存在明顯的差別振動，說明此處有松動現象（圖1）。8#瓦蓋振嚴重超標已達到140 μm 左右（手持式測振儀），此處松動應該是產生振動的主要原因。

圖1 8#瓦支座差別振動情況

3 本次檢修解體情況分析

（1）對輪解體情況。解體前對輪同心度符合設計要求≤0.04 mm，在松聯軸器螺栓時發現部分螺栓緊力確實不足，但未發現螺栓有斷裂情況。所以，對輪對振動有一定的影響，但不是主要原因。

（2）低發對輪中心解體數據情況。低發對輪中心的設計值：發電機轉子比B低壓轉子低0.29，上張口0.01 mm。但修前值（解體數據）發電機轉子低0.22 mm，偏右側0.02 mm，下張口0.015 mm，爐側張口0.015 mm。所以，低發對輪中心的數據與設計標準偏差不大，不是影響該端蓋振動的主要原因。

（3）7#、8#軸承解體情況。軸承解體時測量，7#軸承和8#軸承與軸承座的配合間隙分別為0.13 mm、0.14 mm（標準0.04～0.10 mm），頂隙分別為0.72 mm 和0.76 mm（標準0.69～0.79 mm），部分與廠家設計標準不符；軸瓦連接螺栓未發現有松動現象；軸瓦接觸一般，達到55%左右。所以，軸承座配合間隙超出標準不大，不是影響該端蓋振動的主要原因。

（4）發電機定子臺板底部墊片檢查情況。在現場檢查發電機8#處左右臺板底部墊片存在松動現象，用鋼絲鉗直接可將墊片抽動。所以，發電機定子臺板底部墊片松動，是直接影響該端蓋振動的主要原因。

4 發電機軸承端蓋振動處理

4.1 處理前消除非主要原因對蓋振的影響

（1）嚴格按照設計要求找對輪中心和同心度，在滿足對輪中心和同心度的前提下保證對輪螺栓的力矩達到廠家設計要求且力矩均勻。對輪中心和同心度不符合設計要求是引起機組振動的主要原因之一。

（2）調整軸承座的配合間隙使之符合廠家要求，因為其緊力值過小或間隙偏大，都會導致軸承振動增大。

（3）軸承頂部間隙過大，會導致軸承振動增大、頂部間隙過小，則易造成燒瓦事故。

（4）確保軸承瓦枕與軸承座接觸良好，其接觸面積在75%以上且接觸點均勻。

（5）發電機軸瓦的檢修工藝應該嚴格按照軸瓦檢修規程的各項要求，裝配不良則對發電機軸頸影響很大，會導致軸承振動大。

4.2 找低發對輪中心的同時對發電機臺板做負荷分配處理

（1）汽輪發電機軸系中心，在中低/低低全實缸中心調整至廠家標準后開始調整低發對輪中心。

（2）測量調整前分別將發電機左右側平行頂起后落下，測出發電機臺板底部每塊墊片的受力情況，再根據測量的數據將發電機底部前后兩邊墊實，中間輔助支撐。

（3）根據測量得出中心數據需調整，重復（2）的步驟，在加減墊片的同時應考慮墊片的負荷情況。

（4）經過3 次的測量及調整，測出中心數據與廠家標準數據相符，且發電機臺板負荷分配滿足設計要求。

注意事項：①低發調整中心全過程中需架百分表監視定子前后上下變化量；②加減墊片前用吸塵器將周圍清理干凈；③在加減墊片時確認墊片無異物、無卷邊、無毛刺；④加減的墊片每塊長度不能大于300 mm。

5 結束語

通過對某電廠2#機組結構特點、振動特性和振動故障分析，制定出發電機軸瓦端蓋振動大的處理方法，并在機組A 級檢修中予以實踐，取得了良好效果，解決了發電機軸承端蓋振動大的問題。檢修后，2#機組發電機軸承振動值良好，7#軸承振動值X 方向21.64 μm、Y 方向35.56 μm，蓋振動6.31 μm；8#軸承振動值X 方向19.93 μm、Y 方向25.31 μm，蓋振動21.65 μm，屬于優良范圍值內，使汽輪機軸系的運行狀況有了明顯改善，保證機組安全穩定運行。