150 MW汽輪發(fā)電機組軸承異常振動的原因分析與處理措施

李艷杰

(神華國華(印尼)南蘇發(fā)電有限公司，南蘇門答臘 穆利 31172)

0 概況

汽輪機組為超高壓、中間再熱、雙缸、雙排汽、單級可調(diào)整抽汽凝汽式汽輪機，其型號：N150/C135-13.24/535/535/0.6865。高中壓轉(zhuǎn)子與低壓轉(zhuǎn)子均為無中心孔整鍛結構。高中壓轉(zhuǎn)子與低壓轉(zhuǎn)子采用剛性靠背輪連接，整個汽輪機為三支點支承，前、中、后軸承均為落地支承，有利于各軸承在負荷分配時的穩(wěn)定性，同時也增加軸承剛度。推力軸承位于中軸承箱內(nèi)。低壓轉(zhuǎn)子與發(fā)電機轉(zhuǎn)子采用剛性連接。機組在設計時采用了較大的軸向間隙和較小的徑向間隙，以滿足變工況的適應性及減少漏汽損失，提高機組效率。汽輪機軸系結構如圖1所示。

圖1 汽輪機軸系結構示意圖

1 異常振動

汽輪機組啟機時每個軸承的軸瓦和軸振的振動都在合格范圍內(nèi),但在機組并網(wǎng)投運時軸承振動異常(參見圖2)。3號軸承振動超過報警值(50 μm),達到59 μm,振動值逐漸增加(見圖3)，最大為92 μm，一直在80～92 μm范圍內(nèi)運行，并引起2 號軸承軸振增大(最大128 μm，報警值大于125 μm)。同時，5號軸承的振動也超過報警值，高達84 μm，影響機組安全運行。

圖2 11月17日軸承振動趨勢線

圖3 11月27日軸承振動趨勢線

2 原因研究

2.1 理論研究

引起振動原因有以下幾點：[1]

1)重復產(chǎn)生力：機械重復地因不平衡力、不同心、碰撞對設備的不合理作用力。

2)緊力配合不嚴密：設備部件緩慢地松脫。

3)共振：多臺設備重復產(chǎn)生力作用力，且該作用力的振幅與設備的固有振幅一致，將會越來越強烈，超過振動設計極限值。

2.2 現(xiàn)狀研究

表1為對3號軸承箱、臺板及部件進行振動檢測，檢測的位置如圖4所示，檢測結果見表2。對5號軸承進行就地振動參數(shù)檢測，結果見表3，汽輪機啟機、停機振動趨勢線見圖5、圖6。

圖4 3號軸承箱振動檢測

表1 機組140 MW負荷工況下軸系振動情況 μm/μm∠(°)

表2 3號軸承座振動檢測數(shù)值

表3 5號軸承座振動檢測數(shù)值

從表1中的數(shù)據(jù)可以看出,各軸承是正常的,經(jīng)分析3號軸承的瓦振軸振數(shù)據(jù),判斷此處振動不是由汽輪機轉(zhuǎn)子的振動引起的,可能是由于軸承箱的結構或軸承箱上的某個部件引起的。

從表2的數(shù)據(jù)可以看出，3號軸承座振動傳感器的實測值與手持式測振儀在局部相應位置的測量值基本一致。軸承座的振動較大，各測點的垂直振動值較大，水平振動值較小。分析每個測點的垂直振動、軸承箱點的表面上,有一個偏差振動、軸承基地和臺板振動對抗軸承座振動、軸承支持系統(tǒng)，從高到低振動情況不符合的逐漸降低,3號 軸承支承系統(tǒng)連接剛度、結構剛度差，支撐系統(tǒng)共同作用力的可能。

現(xiàn)場振動試驗結果表明，最大振動值是位于盤車電機處。初步判斷機組運行過程中，可能由于盤車裝置結構振動，3號軸承的振動值超過極限。

根據(jù)對以往機組振動的分析，3號軸承的軸振動與瓦的振動有明顯的相關關系。由于軸振動的激振力的變化，瓦振動呈相同的趨勢變化。從圖5可以看出，3號和4號軸承軸低速振動達到80～100 μm，在低壓缸與發(fā)電機聯(lián)軸器附近振動較大。

根據(jù)操作前的維修數(shù)據(jù)分析，由于高壓缸沒有位置變化，則1號、2 號軸承位置不能進行較大調(diào)整，維護是針對3號、4號、5號軸承調(diào)整,轉(zhuǎn)子軸中心相對發(fā)生變化,所以不排除軸中心對軸系振動的影響,最終在3 號軸瓦振動體現(xiàn)。同時由于盤車裝置結構振動作用，引起3號軸承振動繼續(xù)增加。

表3的數(shù)據(jù)看出，5號軸承座振動傳感器的實測值與手持式測振儀在局部相應位置的實測值基本一致。各測點的垂直振動較大，而水平振動較小。分析了各測點的垂直振動，認為5號軸承支撐系統(tǒng)連接存在松動，可能造成振動。由圖6可得，5號軸承的振動達到55～80 μm時，振幅分量是主要分量。考慮到穩(wěn)定工況下振幅分量小于80 μm，軸系的振動力不大，因此初步判斷5號軸承的緊固支撐不夠。

拆卸檢修發(fā)現(xiàn)5號軸承臺板的間隙較大為0.35 mm;軸承座下部墊片較厚，達9 mm，容易導致軸承座基礎支撐不穩(wěn)。因此，初步判斷5號軸承振動的主要原因是基礎緊固不足、接觸面間隙大導致。

圖5 機組3號、4號軸承軸振

圖6 滑壓降負荷5號軸承軸振趨勢圖

2.3 數(shù)值研究

2.3.1 數(shù)值模塊研究

結合現(xiàn)場實際參數(shù)，對3號軸承箱進行現(xiàn)場監(jiān)測，建立分析模型(見圖7)，對軸承箱本體進行振幅模態(tài)計算，利用ANSYS-Workbench模塊進行研究。分析3號軸承箱體模態(tài)計算結果(見表4)。發(fā)現(xiàn)機體不具有50 Hz的頻率，軸承箱機體的一階模態(tài)大于機組工作頻率(50 Hz)的10%。根據(jù)軸承箱體模態(tài)最終數(shù)據(jù)，3號軸承較大振動與3號軸承箱體的結構支撐無關。

2.3.2 數(shù)據(jù)對比研究

利用維修機會對軸系進行詳細檢查，軸系中心測量數(shù)據(jù)見表5。

通過分析表5中的數(shù)據(jù),可以看出,低壓缸與發(fā)電機聯(lián)軸器運行操作過程的對輪數(shù)據(jù)變化較大,導致減少的總體平衡軸系統(tǒng)的性能,這是3號軸承異常振動的主要原因。綜合分析，軸系參數(shù)變化的主要原因包括螺栓連接緊力不足、維修水平不符合、軸系中心偏差導致。

圖7 原模型一、二階模態(tài)云圖

表4 3號軸承箱本體振動幅度計算結果/Hz

表5 軸系參數(shù)調(diào)整對比表/mm

3 應對措施

3.1 針對機組運行時3號軸承的情況

3.1.1 采取措施

1)盤車裝置電機底座及其配合面對研，見圖8中標注的位置A，以增加接觸面積，優(yōu)化結合面;合理選擇底座的墊片，墊片數(shù)量不宜超過3片，以避免造成不良接觸。

圖8 盤車電機底座調(diào)整示意圖

增加盤車裝置底座鎖緊螺栓的數(shù)量，如圖8位置B所示，提高配合面預緊力。

2)機組在運行時，增減負荷應平穩(wěn)，以減少因負荷大幅波動造成碰摩和振動。當振動增大時，可適當降低負荷，并在升降負荷過程中密切監(jiān)測振動變化趨勢。如超過標準DL/T 863-2004《汽輪機啟動和調(diào)試導則》，應按處理預案采取必要的安全措施。

3.1.2 應對結果

采取以上應對措施后，3號軸承軸振降低至30 μm以下，達到良好值。

3.2 針對機組停運時5號軸承的情況(如表6所示)

表6 軸系中心調(diào)整數(shù)值表/mm

3.2.1 應對措施

主要檢查處理5號軸承座基礎與臺板間隙超標的現(xiàn)狀：軸承墊枕與軸承座之間的接觸要求均勻接觸;軸承箱上下部位的接觸條件應均勻、緊密;承重座與平臺板之間的接觸要求接觸面積大于75%，接觸均勻光滑，墊片不宜太多，連接螺栓的上緊力均勻;基礎土建安裝質(zhì)量好，承力部件牢固，無松動現(xiàn)象;墊鐵與基礎臺版的接觸良好、受力均勻，配合緊密。

3.2.2 采取措施后效果

重新對汽輪機軸承基礎、軸系中心調(diào)整，機組啟動后，振動良好，各項參數(shù)符合要求，完全可以滿足機組運行的要求。主要振動參數(shù)如表7所示。

表7 應對措施后各軸承振動數(shù)值/μm

本次采取措施取得了非常好的效果，使機組能夠滿足安全、穩(wěn)定、長周期的運行。

4 結束語

通過對汽輪發(fā)電機組3號、5號軸承及軸振動異常分析，現(xiàn)場采取加大軸承座剛度、調(diào)整轉(zhuǎn)子中心等措施后，振動下降到合格范圍內(nèi)，同時為同類型機組提供借鑒方法，保證了機組安全穩(wěn)定運行。