650MW汽輪發電機組軸承異常分析與處理

李松偉

（國家能源費縣發電有限公司，山東 臨沂 273400）

0 前言

國家能源費縣發電有限公司#1、#2機組系上海電氣集團生產的650MW超臨界汽輪發電機組。在#1、#2機組的正常運行過程中，存在高中壓轉子振動波動劇烈、勵磁小軸振動偏大的問題。現場通過軸承調整、現場動平衡試驗，有效消除了異常振動故障，使機組軸系振動均處于優良水平運行。

1 機組簡介

該文中機組系上海汽輪機有限公司生產的N650-24.2/566/566型超臨界、一次中間再熱、單軸、三缸四排汽、凝汽式汽輪機，發電機為西門子西屋公司和上海汽輪發電機有限公司聯合制造的THDF 118/56型三相交流隱極式同步汽輪發電機，采用水氫氫冷卻方式，勵磁方式采用機端變靜止勵磁。

汽輪發電機組軸系由高中壓轉子、低壓1轉子、低壓2轉子、發電機轉子、勵磁小軸以及9個支持軸承組成。汽輪機轉子和發電機轉子均采用雙支撐結構，勵磁小軸端部有一個穩定軸承。

機組的軸系結構示意如圖1所示。

圖1 軸系結構簡圖

2 測試系統

機組配備了菲利浦MMS-6000型汽輪機安全保護系統（TSI），監測各軸承、方向相對軸振動及軸承座振動。現場振動測試時，從TSI系統的緩沖輸出端子（BUF）將軸振動信號及鍵相信號接入西安熱工研究院有限公司開發研制的 “NTP3000”型振動數據采集儀（編號：VDAS8-02-011），即可實現振動峰峰值的實時采集、頻譜分析及存儲。

3 1號機組軸承異常診斷和治理

1號機組軸系振動故障主要表現在兩方面，一是高中壓轉子振動波動；二是勵磁小軸振動偏大，其中9X軸振超過110μm。

3.1 高中壓轉子振動波動問題

1號機組高中壓轉子振動波動十分劇烈，查詢歷史數據也發現2號軸振在大負荷工況下常常波動至130μm。

為此，2020年04月03日~04日進行振動測試，盡管最大負荷僅在500MW附近，但高中壓轉子仍會波動到120μm，爬升幅度超過60μm。

考慮到1號機組高中壓轉子振動波動主要以半頻振動為主，且與負荷或高調門開度關聯十分明顯，據此分析振動原因為高中壓轉子的汽流激振。

對汽輪機來說，其汽流激振力主要包括以下三方面。1）密封激振力：由于轉子在汽缸中存在偏心，使汽封腔室中的蒸汽由于周向流動而產生不同的周向壓力分布（即在圓周方向上，蒸汽在汽封間隙小處壓力大、在汽封間隙大處壓力小），進而合成了密封激振力，促使轉子產生自激振動。2）葉頂間隙激振力：當轉子處在汽缸的偏心位置時，其圓周方向的葉頂間隙不同，使工質在不同位置處的間隙泄漏量也不同，即在圓周方向上，蒸汽在葉頂間隙大處，泄漏大，對該處葉輪的圓周切向推力小，做功也小；反之，蒸汽在葉頂間隙小處，泄漏小，對該處葉輪的圓周切向推力大，做功也大。這就引發了轉子葉輪所承受的圓周切向力不對稱，形成了一個作用于葉輪中心的橫向合力，促使轉子產生自激振動。3）不平衡汽流力：高、中壓缸非均勻進汽時，使高、中壓轉子承受著較大的不平衡汽流力，這一方面其可影響軸頸在軸承中的位置，改變了支承軸承的載荷，使軸承的動力學特性發生了變化而引發振動失穩；另一方面使轉子在汽缸中的徑向位置發生變化，引起通流部分間隙的變化，進而影響密封激振力和葉頂間隙激振力。

針對1號機組的高中壓轉子汽流激振故障，檢修中主要通過調整通流間隙、 提高軸承穩定性等手段對其進行控制，考慮到機組實際，決定對軸承的安裝間隙、緊力進行調整，從而提高軸承的穩定性。1）把1、2號軸承間隙按照汽輪機軸承安裝標準值（0.51mm~0.59mm）的下限進行安裝；2）把1、2號軸承瓦蓋緊力按照汽輪機軸承安裝標準值（0.02mm~0.08mm）的上限進行安裝。3）修復瓦塊支點的柱銷接觸狀況，并增大了瓦塊與油檔卡槽間隙。

2020年06月10日，1號機組檢修后再次啟動、并網，發現高中壓轉子振動十分平穩，汽流激振故障消失。

3.2 勵磁小軸振動偏大問題

在1號機組的正常運行過程中，勵磁小軸振動偏大，其中9X軸振超過110μm。分析振動原因為該型機組發勵對輪的下張口標準不適應實際軸系安裝狀況，現場一般需要采用更大的下張口，來增大9號軸承載荷。

隨后，在檢修中對9號軸承標高進行調整后，大幅降低了勵磁小軸振動，9X和9Y軸振分別降至40μm和25μm。

4 二號機組軸承異常診斷和治理

4.1 高中壓轉子振動波動問題

2020年1月18 日，2號機組調停檢修，并于2020年3月21日并網，3月22日進行了單閥切至順序閥，在切換過程中，1號和2號軸承振動均偏高，其中1X和2X軸振最大均達到140μm，在當日17：05，1號和2號高調門全開，3號高調門全關，4號高調門開度在3.5%~24%時，#1X軸振最大波動超過150μm，2X軸振最大波動達195μm。

基于以上振動特征，分析2號機組高中壓轉子振動原因為汽流激振引發了1號和2號軸振的大幅波動，主要表現為基頻振動波動，但相比于2號軸振，1號軸振還有更豐富的高頻振動成分。

汽流激振力主要包括密封激振力、葉頂間隙激振力和不平衡汽流力，考慮到2號機組高中壓轉子主要是基頻成分在大幅波動，這說明油膜剛度變化明顯，因此該機組主要是不平衡汽流力引發的汽流激振。

針對2號機組高中壓轉子振動故障，先后進行了如下振動處理。二號機組高中壓轉子加重示意如圖2所示。1）通過加裝平衡塊的方式，抵消部分不平衡汽流力，具體方案為在高中壓轉子兩端各加重260g，即以鍵相槽的前沿作為基準，逆轉子轉向旋轉116°作為中心線，在高中壓轉子1號軸承側的末級葉輪上加重260g；然后，逆轉子轉向旋轉296°（或順轉64°）作為中心線，在高中壓轉子2號軸承側的末級葉輪上加重260g。2）提高軸承穩定性，把1號和2號軸承頂部間隙按汽輪機軸承安裝標準值（0.51mm~0.59mm）的下限調整、瓦蓋緊力按輪機軸承安裝標準值（0.02mm~0.08mm）的上限調整。

圖2 二號機組高中壓轉子加重示意

2020年11月06日，2號機組檢修后再次啟動、并網，發現高中壓轉子振動十分平穩，汽流激振故障消失。

5 振動評價

5.1 穩態振動及評價

汽輪發電機組相對軸振的現行國家標準（GB/T11348.2-2012）規定，在每個軸承處測得的最大軸振數據，參照表1對汽輪發電機組進行軸振評價。

表1 各區域相對軸振位移界限值

汽輪發電機組瓦振的現行國家標準（GB/T6075.2-2012）規定，在每個軸承處測得的最大瓦振數據，參照表2對汽輪發電機組進行瓦振評價。

表2 各區域瓦振速度界限值

圖3、圖4分別給出了1號和2號機組軸系振動數據，2臺汽輪發電機組軸系各相對軸振均在70μm以內、各瓦振均在25μm以內，按照現行國標規定（GB/T 11348.2-2012、GB/T 6075.2-2012），1號和2號機組軸系振動均處于振動A區運行（即通常所說的優良水平）。

圖3 在420MW工況下，1號機組軸系振動數據

圖4 在500MW工況下，2號機組軸系振動數據

5.2 瞬態振動及其評價

按照汽輪機發電機組徑向振動國家標準GB/T 11348.2-2012，其4.2.4.3節規定，在1號機組在啟停機過程中，高中壓轉子過臨界轉速區域的最大軸振不超過50μm；低壓1轉子過臨界轉速區域的最大軸振不超過40μm；低壓2轉子過臨界轉速區域的最大軸振不超過50μm；發電機轉子過臨界轉速區域的最大軸振不超過80μm。2號機組在啟停機過程中，高中壓轉子過臨界轉速區域的最大軸振不超過80μm；低壓1轉子過臨界轉速區域的最大軸振不超過50μm；低壓2轉子過臨界轉速區域的最大軸振不超過50μm；發電機轉子過臨界轉速區域的最大軸振不超過60μm。綜上所述，1、2號機組軸系各測點過臨界轉速區域的振動均十分平穩，處于現行國標（GB/T 11348.2-2012、GB/T 6075.2-2012）規定的合格水平。

6 結語

1、2號機組因汽流激振，引發了高中壓轉子振動的大幅波動；1號機組因9號軸承載荷輕，引發了勵磁小軸振動偏大；2號機組因軸承自位不佳引發的偏載，導致了2號瓦溫超標。通過軸承安裝調整、現場動平衡試驗，有效消除了1號和2號汽輪發電機組軸承異常振動和瓦溫問題。目前，1、2號機組軸系振動均處于A區運行（即通常所說的優良水平）。