水氫冷350MW 汽輪發電機機組振動問題分析及改進

陳景易

（哈爾濱電機廠有限責任公司，黑龍江 哈爾濱150040）

汽輪發電機機組振動可能發生在安裝后運行的初期，也可能發生在運行一段時間之后。汽輪發電機振動問題十分復雜，原因有很多，各種原因引起的特征有相同之處，也有不同之處，沒有統一的規律。當發電機轉子發生振動時，需要專業人員根據實際情況進行分析，查找出造成振動的原因，并給出相應的解決方案來保證發電機轉子振動恢復正常。大型汽輪發電機出現振動問題的處理過程通常有以下四步：一是進行振動測試和數據采集工作，進行設計資料、安裝、檢修和運行情況資料的收集；二是對采集到的數據和收集到的資料進行分析，確定振動的主要特征，根據振動特征制定處理方案，若振動特征對應的問題可能性較多，可以制定進一步的現場檢查方案或試驗方案，并根據結果制定處理方案；三是實施處理方案；四是觀察處理方案的實施效果，確定是否解決問題，效果如何，是否需要做進一步處理。振動的處理還包含著很大的經驗性。在解決大型汽輪發電機出現的振動問題過程中，需要加強梳理歸納，不斷總結積累相關處理經驗。

水氫冷350MW 汽輪發電機采用端蓋式軸承，發電機定子振動和轉子振動相互耦合。發電機運行時，定子機座除了承受鐵芯傳來的電磁振動外，還將承受轉子不平衡力產生的機械振動。某電廠兩臺水氫冷350MW 汽輪發電機組的軸系軸承布置如圖1 所示。

圖1 發電機組軸承布置示意圖

1＃機組滿負荷運行時，發電機5＃軸承座垂直方向振動位移峰峰值最大為54μm，該值大于30μm 的整定值；6＃x 向軸振位移峰峰值最大為95μm，該值大于76μm 的整定值值。1＃機滿負荷運行工況TSI 監測畫面如下圖2 所示。

圖2 1＃機滿負荷TSI 監測畫面

針對該兩處振動超標，通過機組升、降速振動試驗，發電機勵磁電流試驗，機組有功負荷試驗，端蓋及機座外部振動特性試驗和結構固有頻率試驗，對該機組的振動故障進行分析和診斷并給出改進建議。

1 振動異常原因分析

1.1 1＃機5＃座振偏大原因分析

調取1＃ 機5＃、6＃ 軸振隨轉速的變化曲線可以發現：發電機5#、6＃軸振在3000rpm 以下存在600rpm 附近和2882rpm附加存在兩個臨界轉速（而該型號發電機在3000rpm 以下的設計臨界轉速只有一個為1400rpm，第二階臨界轉速為3400rpm）。由于制造廠內實測臨界轉速均比現場實測值高，而轉子本身沒有變化，因此是由于支撐剛度降低導致臨界轉速下降。5#、6＃軸振隨轉速的變化曲線如圖3 所示，5#、6#軸振過速試驗振動如圖4。

圖3 5#、6＃軸振隨轉速變化曲線

圖4 過速試驗座振、軸振曲線

5#端蓋振動偏大的原因：（1）5＃端蓋支撐剛度不足，當拉緊5＃基礎螺桿后5＃座振明顯下降，可以證明連接剛度不足；（2）1＃機比2＃機同工況基礎振動偏大可以證明1＃機基礎剛度偏弱，5＃端蓋基礎本身剛度不足。

1.2 1＃機6＃軸振偏大原因分析

在變負荷工況（勵磁電流不變），5＃，6＃軸振隨負荷波動明顯且沒有滯后，這可以排除熱彎曲的影響，軸振隨負荷變化有兩個原因：（1）低發聯軸器連接不佳，導致振動隨扭矩增加；（2）汽輪機蒸汽參數變化，引起汽缸內壓力和溫度分布改變，熱膨脹相應改變，引起機組振動狀態改變。由于上述兩種原因的同時存在或者存在一個，導致1＃機組帶到滿負荷時，5X 軸振最大到75μm，6X 軸振最大到95μm。1＃機5#、6#軸振隨有功負荷的變化曲線如圖5 所示。

圖5 1＃機5#、6#軸振隨有功負荷變化曲線

2 1＃機與2＃機安裝狀態及同工況各部位振動特征對比

根據原因初步分析得到的結論，確定了機組檢查的主要方案，內容包括：檢查密封瓦、擋油蓋等與轉軸的磨損情況和間隙；復查機座地腳階梯墊片；解開聯軸器，復查軸系標高；基礎沉降測量、二次灌漿質量檢查。

按照機組檢查方案對機組進行了檢查，得到檢查結果如下：軸系中心標高變化；密封瓦、軸瓦、擋油蓋等與轉軸存在研磨情況；基礎座板與二次灌漿面結合有較大間隙；現場觀測發電機墊片布置不符合安裝說明書要求；汽輪發電機組基礎無沉降。

通過以上兩條的分析，5＃座振和6＃軸振偏大的原因可能是由于端蓋支撐剛度不足或基礎剛度不足造成，為了跟進一步確定具體原因，對1＃機和2＃機的安裝狀態和滿負荷工況的振動特征進行對比。

2.1 2#機低發對輪實測值與設計值差異如圖6 所示。

圖6 1＃機低發對輪實測值與設計值差異

2.2 1＃機與2＃機軸系揚度對比如圖7 所示。

圖7 1＃機、2＃機軸系揚度對比

2.3 1＃機和2＃機滿負荷工況基礎振動對比。

在1＃機和2＃機同時滿負荷工況選取相同的8 個測點測試基礎振動并進行對比，如表1 所示。

由表1 可見1＃機基礎振動明顯大于2＃機，且個別點超過了20μm 的合格值。

表1 1＃機和2＃機滿負荷工況基礎振動對比

對本臺機組，經檢查發現，發電機基礎的二次灌漿不密實，二次灌漿面與發電機臺板存在1mm～40mm 間隙，間隙寬度5mm～25mm。臺板在二次壓力灌漿時，發電機定子全部重量都落在臺板上。灌漿結束后，由于二次灌漿不密實，導致原本應該由臺板和基礎共同承擔的發電機重量大部分作用在了臺板上，使臺板產生彎曲變形，導致定子機座的撓度曲線與原設計不同，發電機定子部分出現傾斜，進而造成分配在汽勵端軸承上的載荷與設計值產生較大偏差。當軸承載荷偏差過大時，機組運行過程中軸承處油膜就會在運行到一定轉速時發生失穩，產生振動。

3 結論及改進建議

3.1 分析結論

根據以上對1＃機5＃座振和6＃軸振偏大的原因分析以及1＃機、2＃機相關參數的對比可以得出以下結論：

a.1＃機5＃瓦座振偏大達到54μm 并且超過30μm 要求。是由于5＃端蓋支撐剛度或基礎剛度不足以導致。

b.1＃機5＃和6＃軸振隨有功負荷波動且無滯后，其原因為：低發聯軸器連接狀態不佳或汽輪機蒸汽參數變化引起汽缸內壓力和溫度分布改變導致熱膨脹相應改變，以上兩個原因共同導致6＃X 向軸振最大到95μm 并且超過76μm 要求值。

3.2 改進建議

根據以上分析，綜合考慮各種因素提出以下改進處理建議：

a.檢查基礎剛度及沉降。

b.檢查二次灌漿面水平度及四角高程差。

c. 另外可對發電機轉子6＃ 軸承位置進行熱態動平衡試驗。

4 結論

運行現場的汽輪發電機機組振動，可能發生在安裝后的運行初期，也可能發生在運行一段時間之后。汽輪發電機機組振動問題產生原因十分復雜，沒有通用的振動處理方案，需要根據實際情況進行分析處理。本章提供了一例發電機振動處理實例，大型汽輪發電機可能出現的振動問題具有很好的參考借鑒作用。