聯合循環汽輪發電機組二倍頻振動大分析及處理

摘 要：針對某聯合循環汽輪發電機組二倍頻振動難題，進行前軸承箱模態測試試驗，得出前軸承箱的固有頻率，根據歷史振動情況，得出發電機轉子剛度不對稱是引起二倍頻振動的主要因素。對高發對輪聯軸器端面錯位值進行調整，二倍頻振動有所下降。研究過程和治理結果對于解決同類振動故障具有借鑒意義。

關鍵詞：聯合循環汽輪發電機組；二倍頻；振動

中圖分類號：TK268+.1" " 文獻標志碼：A" " 文章編號：1671-0797（2023）18-0059-03

DOI：10.19514/j.cnki.cn32-1628/tm.2023.18.015

1" " 設備概述

某電廠聯合循環汽輪機（型號LNCB320/155-

13.02/0.65/565/565）為哈爾濱汽輪機廠自主研發的三壓、再熱、雙缸型、向下排汽、燃氣蒸汽聯合循環用凝汽式汽輪機，該機型可以實現純凝、抽凝、背壓三種運行模式，機組于2014年6月18日投產。

汽輪發電機組軸系由發電機轉子、高中壓轉子、中間軸、低壓轉子依次連接而成。其中高中壓轉子與低壓轉子通過SSS（Synchro-Self-Shifting）離合器連接，當供熱需求達到最大時，低壓轉子通過SSS離合器解列，高中壓模塊單獨以背壓方式運行。

汽輪機高中壓外缸通過下貓爪支撐在前箱和中箱上，與前、中軸承箱之間有定中心梁的推拉機構，汽缸膨脹時，依靠定中心梁推拉軸承箱和汽缸，同時也保證了整個汽缸的中心。機組設有兩個絕對死點，高中壓缸絕對死點位于中軸承箱橫鍵中心線與汽輪機中心線的交點，低壓缸絕對死點位于低壓缸排汽中心線與汽輪機中心線的交點。

機組設有兩個相對死點（推力軸承），分別位于高中壓模塊的前軸承箱和低壓模塊的后軸承箱，高中壓轉子以前推力軸承為死點向低壓端膨脹，低壓轉子以后推力軸承為死點向高壓端膨脹，兩個轉子的膨脹量由連接在兩轉子中間的SSS離合器吸收。機組軸系布置如圖1所示。

2" " 振動概況

機組投產以來，1瓦、7瓦、8瓦軸振長期存在較大二倍頻分量。振動現象表征二倍頻分量與轉速關系密切，轉速低于2 795 r/min時，振動二倍頻分量低于30 μm；后隨轉速上升，二倍頻分量快速爬升，在2 950 r/min左右二倍頻振動達到峰值；之后隨轉速上升二倍頻振動減弱，如表1所示。

振動現象表征整個參振系統在2 950 r/min左右存在一個二倍頻的共振區，由于該共振峰距離工作轉速（3 000 r/min）只有50 r/min，避開裕度不夠，因此工作轉速下1瓦、7瓦、8瓦軸振存在較大二倍頻分量，如表2所示[1]。

3" " 振動測試與分析

（1）從振動數據看，1瓦軸振二倍頻分量最大，7瓦、8瓦軸振二倍頻振動相對1瓦略小，并且就地實測1號軸承座上方前箱蓋板位置存在明顯的二倍頻振動，而7瓦、8瓦的瓦振無明顯二倍頻分量，測試數據如表3所示。所以推測前軸承箱存在98 Hz左右固有頻率，導致2 950 r/min左右發生二倍頻共振[2]。

隨后對前軸承箱進行模態測試試驗，得到前軸承箱的試驗模態參數。試驗將前軸承箱上半吊開，保留下半。試驗過程中把轉子吊起，使其脫離軸瓦。軸承箱下半共布置測點58個，分為前箱電側端面、前箱左側、前箱右側、前箱筋板4個測試面進行測試，實物圖如圖2所示，建立前軸承箱的結構模型如圖3所示。

對測試結果進行分析，用MIMO（多輸入多輸出）模態分析方法共得到前軸承箱前4階模態結果，如表4所示。

模態測試采用多次錘擊法進行，力錘選取尼龍頭進行激勵，每個激勵點分別進行3次錘擊，得到力錘的力信號和加速度響應信號，進一步計算出每個測點的頻響函數、相位及相干信息。測試數據表明，前軸承箱整體響應信號以及頻響函數相干較好，受現場試驗條件限制部分位置頻響函數相干較差。測試過程受到50 Hz工頻信號干擾，但不影響測試結果。從測試結果看，前軸承箱在試驗條件下一階固有頻率為92.19 Hz，避開98 Hz一定的裕度。

（2）發電機轉子本身截面剛度不對稱，大齒方向剛度高，小齒方向剛度低。轉子轉動過程中垂直方向剛度的變化引起了撓度變化，轉動1/2周時，撓度變化1個周期；轉動1周時，撓度變化2個周期。可能是由于發電機轉子系統存在二倍頻分量，通過高發對輪影響高中壓轉子，使得1瓦也表現出較大的二倍頻振動[3]。

經了解，2014年機組首次定速時，1瓦二倍頻181 μm，7瓦二倍頻102 μm，8瓦二倍頻107 μm，完成168 h滿負荷試運，機組的1瓦、2瓦、3瓦、6瓦、7瓦、8瓦軸振均比較大。發電機轉子返廠加工，對其在結構尺寸上進行了改進，包括轉子本體截面變化、軸柄尺寸變化、軸頸尺寸變化、風扇環尺寸變化、開不等深月牙槽等，發動機轉子設計5階臨界轉速由之前的6 080 r/min降至5 801 r/min，出廠時二倍頻振動仍然達到25 μm。開機時1瓦二倍頻最大60 μm，其余各瓦二倍頻小于35 μm。

4" " 振動治理

經核算，在檢修期間，發電機聯軸器與汽輪機聯軸器端面錯位值由零對零調整為發電機聯軸器端面高出汽輪機聯軸器端面0.08～0.13 mm[4]，修后啟動1瓦、7瓦、8瓦二倍頻分量有所下降，1瓦下降最多約15 μm。

5" " 結束語

目前對于二倍頻振動的原因、機理研究較少，缺乏有效的治理措施和手段。本文針對聯合循環汽輪發電機組二倍頻振動難題，進行前軸承箱模態測試試驗，得到前軸承箱的固有頻率，根據歷史振動情況，得出發電機轉子剛度不對稱是引起二倍頻振動的主要因素。檢修期間對高發對輪聯軸器端面錯位值進行調整，最終二倍頻振動有所下降。研究過程和治理結果對于解決同類振動故障具有借鑒意義。

[參考文獻]

[1] 張學延.汽輪發電機組振動診斷[M].北京：中國電力出版社，2008.

[2] 吳亞軍，楊建剛，曹仲勛.支撐剛度對汽輪機組軸承座振動影響分析[J].電站系統工程，2017，33（6）：54-56.

[3] 施維新，石靜波.汽輪發電機組振動及事故[M].2版.北京：中國電力出版社，2017.

[4] 李浩.某電站汽輪機振動異常原因分析[J].內燃機與配件，2022（19）：73-75.

收稿日期：2023-05-31

作者簡介：楊陽（1988—），男，陜西人，高級工程師，研究方向：汽輪機振動分析。

季鵬飛（1989—），男，河北人，高級工程師，研究方向：轉機振動分析、熱力系統分析。