煙機發電機組開機振動超標的分析與處理

鄒樂

（中國石油化工股份有限公司北京燕山分公司，北京 102500）

某煉油廠催化裝置K103煙機發電機組是主要能量回收設備，機組運行穩定直接影響裝置的安穩生產和經濟效益［1］。2020年4月，機組隨裝置停工檢修，發電機轉子、定子現場拆檢后返回主機廠上海電機廠檢修，主要對定子絕緣、轉子平衡情況檢查并處理。7月6日檢修完畢按計劃開機，在機組升速過程中多次出現振動超標等異?，F象，因此必須解決振動超標問題。

1 發電機組概況

該催化裝置K103煙機發電機組工藝參數見表1、2。

表1 催化煙機參數

表2 發電機組參數

2 軸振動超標問題分析與處理

2.1 振動特征

開機時，發電機4個測點振動趨勢存在異常。

（1）機組振動值與轉速變化存在密切關系。低轉速下機組運行情況良好，軸振動值約30μm，發電機轉速升至2 720 rpm時，2側支撐瓦軸振動突增，YT-7707A、YT-7707B、YT-7708A、YT-7708B振動值持續超量程，機組控制系統顯示YT-7707B最高振幅達330μm；當機組轉速升至額定轉速3 000 rpm后，振動情況并未好轉。當轉速回落至2 473 rpm后，振動值恢復正常值30μm。發生振動突升時轉速接近2倍1階臨界轉速1 410 rpm，且隨著轉速的提高，故障特征頻率與轉速頻率之比保持在1個定值上始終不變［2］。

（2）在振動發生突變時，突增頻率主要集中在0.48倍頻，即22 Hz（靠近1階臨界轉速1 410 rpm，23.5 Hz），工頻與2倍頻未見明顯異常。同時現場振感明顯，機組殼體最大振動達到20 mm/s以上。

（3）軸心軌跡呈現類似“大圈套小圈”等不規則的渦動狀態，進動方向為正進動，軌跡重復性良好，無明顯尖角痕跡。

大型機組軸振動超標的主要原因有：轉子不平衡、軸系不對中、動靜碰摩、油膜渦動與油膜振蕩、轉子熱彎曲、喘振、氣流激振以及共振。按照根原因分析法進行判斷，由于機組為發電機，因此喘振、氣流激振等原因可以排除；振動突變主要頻率集中在低頻分量，因此以1倍頻為特征頻率的轉子不平衡與熱彎曲、1倍頻與2倍頻為主要特征頻率的軸系不對中也可排除；而動靜碰摩故障軸心軌跡圖特征為存在尖角，重復性較差，且存在反進動，與現場情況不符也可排除。因此振動突增的可能性主要為油膜渦動或油膜振蕩以及共振［3］。

當轉子在某轉速下運轉時，軸頸除了在軸承內以角速度ω自轉外，還圍繞軸承中心作渦動，其軌道為2個相互交叉的近似橢圓。渦動方向與轉子方向一致，而其頻率則隨轉子轉速的變化而變化。但在一定范圍內，始終保持轉子轉速頻率的50%，故稱為半速渦動。渦動時，振動信號的頻譜圖中有半頻譜波成分。油膜渦動一經產生便不易消失，隨著轉速升高，其渦動頻率也不斷增加，半倍頻成分的振幅也不斷增大，轉子振動加劇。此時雖然存在渦動，但其幅值和能量相對較小，暫時不會破壞軸承的正常潤滑。若轉子轉速繼續升高到第1臨界轉速2倍時，其油膜渦動頻率與轉子1階臨界轉速頻率“重合”產生共振，振幅突增，軸心軌跡突然發生變化，呈現擴散的雜亂無章的曲線，半倍頻成分的幅值發展超過工頻幅值。如果此時繼續升速，轉子發生渦動頻率保持不變，始終維持在1階臨界轉速，此現象稱之為油膜振蕩。油膜振蕩產生后會導致現場振感極速增加，使軸瓦及轉子產生損傷，會對機組運行造成較大影響［4］。

油膜振蕩具備5個特征。（1）轉速接近或大于2倍的第1臨界轉速，且具有明顯慣性效應；（2）軸心軌跡呈不規則的擴散曲線，方向為正進動，即轉子旋轉方向與軸心渦動的方向相同；（3）發生油膜振蕩時，主要特征頻率為轉子1階臨界轉速固有頻率；（4）如果發生振蕩，振動值突增，即使再提高轉速，振幅也不會明顯下降；（5）根據油膜穩定性由弱到強排序：球形瓦＜橢圓瓦＜多油葉（油楔）＜可傾瓦，可傾瓦在運行過程中不會發生油膜振蕩。

現場發電機軸瓦形式為球形瓦，結合上述分析，發電機組振動突變時所有振動現象均符合油膜振蕩特征，因此發電機開機過程中振動突增的直接原因為油膜振蕩。

2.2 原因分析

造成油膜振蕩的主要原因有轉子剛度下降、軸系彎曲、軸瓦間隙不當、軸瓦磨損、軸瓦選型不合理以及潤滑參數不當等因素［5］。

利用根原因分析法分析油膜渦動的原因。

（1）此次檢修發電機轉子返廠維修，動平衡、轉子跳動值均在正常范圍內，可排除轉子動平衡精度差，發電機彎曲的原因；

（2）檢查檢修記錄，軸瓦對中情況為軸向偏差0.03 mm,徑向偏差0.04 mm，均在標準范圍內，對中原因可排除；

（3）檢查發電機軸的非驅動端軸瓦間隙0.34 mm，驅動端軸瓦間隙0.35 mm，均處于正常范圍內（標準范圍小于280 mm×0.15%），軸瓦拆下后檢查瓦面完好，軸瓦與轉子軸徑接觸面積大于75%，因此可排除軸瓦磨損以及安裝問題的原因；

（4）該機組運行多年，因此軸瓦選型問題也可排除，同時對潤滑油溫、油壓等參數進行調整，振動異常現象也未見好轉，潤滑參數影響也可排除；

（5）經檢查歷史數據，發電機組自2012年發生飛車故障后出現0.5倍頻，此后截至2016年機組歷次開機時均出現油膜渦動現象，通過改變潤滑油溫后，油膜渦動現象消失。

（6）發電機轉子1998年出廠時，1階臨界轉速設計為1 410 rpm，2012年后開機過程中曾出現1 100 rpm、1 240 rpm、1 300 rpm、等不同臨界共振點，與廠家給定額定轉速相比出現下降；

根據式（1）計算轉子臨界轉速。

式中K—轉子剛度系數；m—轉子質量，g。

判斷由于發電機轉子質量m不變，臨界轉速ω下降意味著轉子剛度產生下降。

（7）對比1999年轉子出廠與2016年、2020年動平衡3 000 rpm時的試驗數據，1999年最高振動值為8.5μm，2016年為39μm，2020年為62μm，逐次遞增，分析目前轉子剛度較出廠時逐年降低。

由于2012年發電機飛車故障時轉速已經超過5 000 rpm，離心力已達額定轉速下的1.6倍，此工況下發電機過盈配合的轉動部件應力松弛而松動，同時離心力超過允許強度而在轉動部件應力集中部位產生損傷，最終導致出現油膜振蕩現象。

2.3 處理措施

機組出現軸承油膜失穩的原因除了軸承本身固有特性以外，轉子在運行中受到的激振力、內摩擦，以及軸系不對中、流體對轉子周向作用力，均有可能改變軸承載荷，造成潤滑油膜變得不穩定，因此需要從多個不同角度尋找引起油膜失穩的根本原因，可以從6個方面進行處理。

（1）降低油溫以增加油膜剛度，或更換新牌號潤滑油；

（2）調整軸承間隙；

（3）增加轉子重量，提高軸承負荷，增大偏心率，降低軸心位置，轉子趨向穩定；

（4）減小轉子長徑比L/D，增加軸承比壓，得到較大的偏心率；

（5）提高轉子剛度從而臨界轉速得到提高，或降低工作轉速，脫離形成油膜振蕩的區域；

（6）更換軸承型式，提高油膜穩定性。

根據現場實際情況，增加發電機轉子質量、提高轉子剛度、更換軸承型式等方式受環境影響暫時無法實現。通過降低潤滑油溫，減小潤滑油黏度，可以增加軸頸在軸承中的偏心率，有利于轉子穩定?，F場通過將發電機潤滑油溫度由48℃降低至43℃，但振動值依然未見明顯改觀。

因此判斷發電機改善油膜振蕩的最好方式為改善軸承比壓。軸承載荷與軸承垂直面投影之比稱之為軸承比壓（也稱油膜比壓）。軸承比壓越大，軸頸浮動越高，相對偏心率越大，軸承越穩定。

通過式（2）計算發電機軸承比壓。

式中W—軸承載荷，kg；L—巴氏合金寬度，cm；D—轉子軸頸，cm。

機組軸承比壓一般控制在（12～15）kg/cm2，小于12 kg/cm2容易形成油膜振蕩，而大于14 kg/cm2則不易形成振蕩。對于已引起油膜失穩的轉子，常用辦法是通過減小軸瓦長度以增大軸承比壓，從而增加轉子運行的穩定性。

根據原因分析制定2項處理措施。

（1）對發電機2側軸瓦下瓦內圓巴氏合金層沿軸向進行車削，車削厚度0.5 mm，車削寬度軸瓦有槽1側60 mm，無槽1側20 mm。加工完成后軸瓦與軸頸接觸長度由280 mm降低至200 mm；

軸承比壓：P2=8 250÷（20.1×28）=14.6 kg/cm2

軸承比壓由車削前的10.5 kg/cm2提高至車削后的14.6 kg/cm2后，軸承承載能力明顯提高，轉子偏心率增大，質心降低，運行穩定性增強。

（2）同時低速暖機狀態下釋放軸瓦上軸承箱蓋緊固螺栓，促進軸瓦自動調心，并停機后在軸瓦頂部瓦枕部位安裝調整墊，將軸瓦瓦背緊力調整至0.02～0.05 mm，確保軸瓦約束穩定。

2.4 運行情況

通過上述調整后，7月16日發電機開機順利升速至3 000 rpm并網發電，軸振動最大值在62μm，振動主要集中在工頻及部分2倍頻，0.48倍頻分量完全消失，油膜振蕩現象消除。

3 結束語

通過對煙機發電機組運行狀態實施狀態監測，可正確識別油膜振蕩問題并分析故障原因并制定解決措施。進行有效評估，制定維護策略。發電機轉子固有特性的改變，將根據機組運行周期參數進行分析評估，及時儲備備用轉子擇機進行更換，徹底解決發電機轉子的運行隱患。