1 000 MW發電機振動異常分析及治理

邢海波

(中國大唐集團科學技術研究總院有限公司華東電力試驗研究院,合肥 230031)

某廠3號機組自2013年開始,#10瓦振動長期存在隨負荷爬升及瓦振超過報警值問題,先后經過多次分析治理,均未取得明顯效果。2019年結合機組檢修機會,對發電機轉子返廠檢查,發現發電機端部繞組擠壓變形及通風孔部分堵塞,經全面處理后,機組啟動后各工況振動良好。

1 機組振動情況簡介

1.1 機組簡介

3號機組汽輪機為哈爾濱汽輪機廠有限責任公司生產制造的CLN1000-25.0/600/600型、凝汽式、超超臨界、一次中間再熱、單軸、四缸四排汽汽輪機;發電機為哈爾濱電機廠有限責任公司生產的水-氫-氫冷卻的QFSN-1000-2 型三相同步汽輪發電機。機組軸系布置如圖1所示,除勵磁機與發電機采用兩跨三支撐布置方式,其余轉子均采用雙支撐結構[1],其中高壓缸前軸承為#1瓦,#10瓦為發電機勵端支撐軸承。

圖1 3號汽輪機軸系布置圖

1.2 振動情況簡介

2013年10月,該機組檢修后啟動,低負荷時#10瓦軸振、瓦振幅值均在優良值范圍內,瓦振未超過20 μm,隨負荷增加,軸振及瓦振均同步爬升,接近滿負荷時,軸振100 μm、瓦振70 μm,其中瓦振超過報警值(50 μm),接近手動停機值(80 μm)。

振動主要特征如下：

(1)隨負荷升高,軸振與瓦振均同步存在一定爬升趨勢,且具有良好重復性。

(2)軸振與瓦振比例異常,軸振未達到報警值,瓦振已接近手動停機值。

(3)現場用測振儀測量得到垂直方向瓦振60～70 μm,水平方向瓦振10～20 μm。

(4)振動頻率成分均以一倍頻為主,在不同負荷下,振動幅值存在較大差異,一倍頻相位變化較小。

2 故障原因分析

結合1.2節中振動特征分析,#10瓦振動存在兩類故障耦合現象：一方面,發電機軸承座屬于落地式軸承,在無故障情況下應屬于剛性支撐,其軸振/瓦振幅值的比值在3～6之間變化[2],本例現場實際二者比值接近1,表明支撐系統存在故障,致使軸振小、瓦振高。另一方面,振動以一倍頻為主,且隨負荷正相關,表明發電機存在熱彎曲,導致振動隨負荷升高而爬升或者高負荷時勵磁發電機對輪連接不良。在高負荷情況下,如果對輪連接狀況不良,將使對輪傳遞的扭矩不均勻,進而產生擾動力引發振動,文獻[3]中曾對該故障進行分析處理。

2.1 發電機瓦振高原因分析

引發瓦振高的原因一般主要有：軸振過大、支撐剛度不足、發生結構共振等,其分析過程如圖2所示。

圖2 軸承座振動大原因分析流程

對于普通強迫振動,無論軸振或者瓦振都可以視作外界激振力與支撐系統綜合作用后的表現,其關系可以用公式(1)表示：

(1)

式中：A為振動幅值;F為激振力;Kd為支撐剛度。

通過式(1)可以看出,當支撐剛度減小時,在同樣的激振力情況下,外部反映出的振動幅值會增加;同樣地,在同樣的支撐剛度條件下,隨著外界激振力的增加,外部反映出的振動幅值也會增加。

由于#10瓦自身軸振較小,同時機組進行超速試驗時,#10瓦振動未發現明顯共振趨勢,因此判斷其振動超標主要由于支撐剛度不足所致。軸瓦固定于軸承座中,軸承座與外部基礎進行連接,引起支撐系統剛度不足可分為支撐系統的連接剛度及軸承座安裝剛度不足[4]。#10瓦軸承座結構如圖3所示,從下至上主要包括基礎、二次灌漿、墊鐵及臺板?，F場多次對軸承座安裝參數進行復核及檢查調整,均未取得理想效果,且#10瓦軸承座各連接螺栓預緊力檢查均未發現異常。

圖3 軸承座結構示意圖

對發電機定子而言,其在運行時除了承受鐵芯傳來的電磁振動外,還同時承受轉子殘余不平衡量產生的機械振動。該發電機為貓爪式安裝,由#9、#10瓦四個貓爪式結構座安裝在汽輪機平臺上,靠底部絕緣墊片調整各腳高度平衡。若發電機底部絕緣墊片安裝不合適,機座底腳承載分布狀態不均,表現為同一標高下的不同位置振動存在較大差別,則有可能使發電機在運行時產生較大的機座振動。圖3軸承座結構示意圖中,當各連接部件之間振動差值大于15 μm～20 μm 時,一般可判定這兩個點之間的連接剛度不足[5]?，F場對發電機定子底腳各處振動進行測量,發現其最大偏差達到20 μm。

綜合上述分析,該機組可能存在發電機底部載荷分配不均,造成軸振小瓦振高的振動異常。

2.2 發電機振動爬升原因分析

根據#10瓦振動幅值與負荷正相關的變化現象,分析發電機轉子在中高負荷下存在熱狀態變化或者扭矩變化情況。自2013年#10瓦振動異常以來,機組已歷經3次不同程度檢修,歷次均需對勵磁發電機對輪進行找正,振動隨負荷變化的趨勢均未得到緩解,因此,該振動異常非連接不良引發扭矩變化引起的。

在旋轉設備振動故障分析治理過程中,振動幅值與負荷正相關多數是熱狀態變化引發的。汽輪機振動的原因可能是汽缸膨脹不暢、受冷導致動靜間隙變化或者隨負荷變化低壓缸座缸式軸承剛度變化。發電機轉子因自身結構的特殊性,能引起其熱狀態變化的原因較多,一般主要有以下三個方向[3]：

(1)發電機轉子匝間短路故障：出現該故障時,轉子局部溫度會快速上升,致使轉子溫度分布的均勻性被破壞,引起轉子彎曲,造成振動。該故障可通過電氣試驗進行確定或排除,現場通過改變勵磁電流及多種電氣試驗手段,均未檢測出匝間短路故障。

(2)發電機轉子線圈的膨脹受阻：部分線圈膨脹過程受阻,在離心力作用下產生不平衡量,造成轉子振動升高,該故障引起的振動異常與勵磁電流相關,但不同于轉子匝間短路,當故障發生后,隨著負荷降低,轉子負載減小,由于膨脹受阻其摩擦力仍存在,振動往往會更高。

(3)冷卻通風系統故障：對于氫冷機組,通風孔是轉子熱交換的主要通道,如果部分通風孔通流截面減小、通風孔變形、雜物堵塞,會造成轉子橫截面冷卻不均,致使產生熱彎曲。該故障的明顯特征是對氫溫較為敏感,且隨著冷卻效果變差之后,氫溫不再對振動造成影響。

綜合上述原因分析和實際#10瓦振動特征,基本排除轉子匝間短路因素引起的振動異常爬升,對于線圈膨脹受阻和冷卻通風故障需要抽轉子同時對轉子繞組進行檢查,且故障存在一定隱蔽性,因此一般利用相關停機檢修機會對發電機轉子進行返廠檢查。

3 現場振動處理措施及效果

2019年3月,該機組利用檢修機會,對#10瓦運行中存在的兩類振動問題分別進行了針對性治理措施。

3.1 發電機定子底載調整試驗

測試方法采用電測法,在發電機定子角撐位置貼上應變片,用電阻應變測量儀測出電阻變化量,換算成各角撐筋板的承載百分比。應變片在角撐上粘貼位置示意圖如圖4所示。根據制造廠商要求,發電機的載荷分布曲線為一條兩端高、中間低的“微笑曲線”,其四角的載荷分配比例如圖5所示[6]。

圖4 應變片在角撐上粘貼位置示意圖

圖5 發電機四角承載要求示意圖

試驗過程中發現底部墊片組存在大量零亂、銹蝕、錯位等現象,具體的載荷分布比例如表1所示。根據試驗結果,3號發電機定子的原始載荷分配狀態較差,各個承載區域與技術要求差別較大。

表1 原始載荷分配比例 %

針對載荷分配比例異常、墊片異常的現象,通過調整發電機階梯墊片的分布,進而使得載荷分配比例達到要求。在試驗過程中,對零亂、銹蝕、凹凸不平等的墊片均采用全新高強度不銹鋼墊片進行等厚度、等長度替換,載荷分配結果滿足要求,最終的載荷分配比例如表2所示。

表2 最終載荷分配比例 %

3.2 發電機轉子返廠檢查情況

在3號發電機返廠維修期間,根據轉子解體檢查情況和現場試驗數據,發現轉子主要存在以下問題：(1)轉子線圈端部繞組4號～8號線圈存在擠壓變形,圖6 所示為轉子線圈端部頂匝繞組多處發生變形。(2)轉子線圈端部橫軸墊塊脫落。

圖6 轉子線圈端部頂匝繞組多處發生變形

根據現場檢查情況、發電機的實際裝配圖紙和維修后轉子端部繞組護環及絕緣瓦的安裝情況等資料,分析轉子線圈端部頂匝繞組多處發生變形的直接原因是護環下外層全尺寸絕緣瓦堆起所致。由于轉子線圈加工及端部繞組裝配時尺寸和形狀不規整,熱套護環前線圈端部整形不到位,致使線圈外徑偏大,熱套護環時護環與護環絕緣瓦之間間隙過小,護環熱套前進時將受到護環熱套高溫影響的護環下外層全尺寸絕緣瓦刮起并發生絕緣層堆積。機組長期運行下,受離心力和熱應力的綜合作用導致絕緣瓦堆起部位的轉子頂匝繞組及端部線圈發生變形且變形幅度逐漸擴大。

由于轉子頂匝線圈被壓扁,轉子端部繞組冷卻風道受阻,冷卻能力也明顯下降。在解體檢查時,鄰近轉子形變嚴重的區域可見有明顯的過熱痕跡,即轉子內部存在熱不平衡現象。因此,可以判斷轉子熱不平衡是引起3號發電機#10瓦振動隨負荷變化大的主要原因。

3.3 處理后機組振動情況

經過對發電機轉子返廠檢查及開展現場定子底載調整后,3號機于2019年5月啟動運行,處理前后不同負荷下#10瓦振動數據如表3所示。

表3 處理前后#10瓦振動數據對比 μm

通過表3中數據可以看出,處理后#10瓦振動爬升情況及#10瓦瓦振比例偏高問題都得到了明顯改善。

4 結語

3號機組#10瓦振動異常問題歷經數年,通過發電機轉子解體檢查,發現并處理頂匝線圈的擠壓變形,從而使線圈冷卻風道受阻的情況得到改善,消除了發電機轉子的熱不平衡來源。通過發電機定子底載調整試驗,使得發電機定子的載荷分配得到均衡,從而使得相同軸振激振力作用下的瓦振幅值顯著降低。

對于發電機結構振動的問題,由于其結構較為復雜,很難僅通過頻譜數據就能診斷出故障原因,一般需要結合各種調整試驗來綜合判斷。本案例時間跨度長,采用的振動治理方案也較多,對我們處理同類型的發電機振動問題具有借鑒意義。