600MW超临界机组通流改造后异常振动分析与处理论文_戴惠庆

摘要：针对某600MW机组通流改造后在额定转速下低压缸5号和6号轴承座振动偏大以及升负荷过程中发电机前轴承7号轴振出现爬升现象，通过对振动Bode图及趋势图分析，认为低压缸轴承座振动大是由于低压缸轴承座的固有频率接近于机组额定转速频率引起的，而发电机轴振爬升与发电机热弯曲有关。最终通过现场精细动平衡，将低压缸轴承座振动和发电机轴振降低到优秀水平。

关键词：振动；故障诊断；通流改造；轴系平衡

0机组简介

汽轮机本体及发电机部分是发电企业生产中的重要设备，而振动是评价其工作状态的重要指标，直接关系到机组运行的稳定与设备的安全。某电厂于2015年4～7月期间对容量为600MW的4号机组的高中压缸、低压缸进行了通流改造。改造完成后调试期间，该汽轮机组出现了低压缸轴承座振动大及发电机轴振爬升现象。

笔者针对该问题，根据以往对该类型机组振动处理经验，并结合振动特征对该

机组振动作出诊断，提出并实施处理方案。

1 振动概况

某发电公司4号汽轮机组采用东方汽轮机厂生产的型号为N600-24.2/566/566的超临界、中间一次再热、单轴、三缸四排汽凝汽式汽轮机组，机组轴系由高中压

转子、低压转子Ⅰ、低压转子Ⅱ、发电机转子和励磁机转子组成，其中高中压转子和低压转子均采用双支撑结构，发电机转子和励磁机转子采用三支撑结构，各转子之间均采用刚性连接转子,轴系示意图如图1所示。

图1 600MW超临界机组轴系示意图

2015年7月21日机组进行了通流改造后首次冲转。首次冲转至额定转速后，根据DCS显示，各轴承轴振均小于70μm，达到优秀水平，但低压缸转子Ⅱ轴承座振动偏大，其中5号和6号轴承座振动分别为91μm和75μm，轴承座振动高于报警值。

轴承座振动/μm 22 28 91 75 28

在机组带负荷到160MW过程中，发电机前轴承7号轴振出现了缓慢爬升，从空负荷下63μm爬升至88μm，并随负荷升高有进一步爬升的趋势， 7号轴振X方向振动爬升趋势如图2所示。

图2 轴振7X振动爬升趋势

2 振动原因分析

2.1 低压轴承座振大分析

由于从DCS上显示来看，低压轴承座振动数据远大于轴振数据，且数值较大，在振动故障处理中并不常见，因此，首先需排除低压轴承座振动信号存在虚假的可能性。用手持式测振仪测量低压缸台板中分面和轴承座顶部振动，振动数值均明显偏大，与DCS数据显示接近，说明轴承座振动是真实存在的。

对于汽轮发电机组而言，在正常的轴系设计及轴承安装条件下，轴振都要大于轴承座振动，一般情况下轴振约为轴承座振动的2~4倍[1]。该机组额定转速下5号轴振为67μm，轴承座振动为91μm，其中轴振达到优良水平（<76μm），而轴承座振动超过报警值。轴振小说明机组本身激振力不大，而轴承座振动大于轴振，说明低压轴承座可能支撑动刚度偏弱或存在结构共振。

为进一步明确原因，利用机组超速试验机会对机组振动数据进行了采集，其中5号轴承座振动Bode图如图3所示。从图中可以看出，当转速从2000r/min提高到2800r/min左右时，5号轴承座振动幅值缓慢增大，但当转速从2800r/min升高至约2900r/min时，振动幅值从32μm迅速增大至111μm，并且在2923r/min时振动幅值达到最大，而随着转速进一步增大至3300r/min，振动幅值又迅速减小到40μm以下。

图3 超速试验下5号轴承座振动Bode图

超速试验下5号轴承座振动频率以一倍频为主，在转速为2923r/min时振动存在共振峰值，造成共振的原因有低压转子过临界共振或支撑系统结构共振。查看相关资料发现，低压转子的一阶临界转速计算值水平方向为999r/min，垂直方向为1683r/min，实测低压缸转子一阶临界转速5X测点为986～1000r/min，二阶临界转速在3000r/min以上，因此，排除了2923r/min转速下共振由低压转子过临界转速引起的可能性。而2923r/min左右的固有频率与机组工作转速3000r/min的频率非常接近接近，在工作转速下较小的转子激振力就可能激起较大的轴承座振动，因此，轴承座振动大是由转子与轴承座结构共振引起。

2.2 发电机7号轴振爬升分析

发电机的振动主要表现为在升负荷到160MW过程中，7号轴振出现爬升现象，振动幅值爬升约25μm，并且振动随负荷升高有继续爬升的趋势，在这过程中振动相位基本稳定(见图4)，因此判断7号轴振爬升的原因可能为发电机的热不平衡。引起发电机热不平衡的原因较多，主要包括发热不均匀、冷却不均匀等，需要彻底查明振动具体原因的工作量较大，而7号轴振爬升时振动相位基本稳定，因此可以采取现场动平衡方法进行处理。

　图4 带负荷后7X轴振变化趋势图

3 振动处理

经分析可以发现，低压轴承座振动大是由于低压轴承座固有频率接近工作转速频率引起的，要降低低压轴承座振动，通常可采用提高轴承座固有频率或降低转子激振力[2,3]。由于现场条件无法满足对低压轴承座实施加固，因此决定对低压转子实施精细动平衡，通过精确分析计算，有效降低转子残余不平衡量，从而抑制转子激振力。而发电机前轴承7号轴振随着机组负荷增大有爬升趋势，为了抑制这种爬升趋势，同样也可通过动平衡减少原始不平衡量，降低振动爬升的上限。

表2 机组负荷160MW时振动数据

结合5号、6号和7号轴承升速过程中的Bode图和工作转速下的相位分析，工作转速下5号和6号轴振相位相差180度左右，以反向分量为主， 6号和7号振动相位相差40度，以同向分量为主。5号~7号轴承转子振型示意图如图5所示。

图5 5号～7号轴承转子振型示意图

结合以往该类型机组动平衡经验分析，加重方案有两种：方案一为在低压缸加反对称重量；方案二是在低发联轴器上加重。理论上两种方案均能有效降低5号～7号轴承振动，而方案二不需要破坏凝汽器真空，可以减少机组停机时间，因此选择在低发联轴器上加重。

经分析计算后，在低发联轴器加重640克。重新启动机组后，额定转速下各轴承振动达到优秀水平，而满负荷下轴振均小于40μm，轴承座振动均小于20μm，振动治理取得了理想效果。满负荷下4号～7号轴承振动数据如表3所示。

4 总结

本次低压缸轴承座与发电机7号轴承振动治理中采用现场精细动平衡，选择在低发联轴器上加重。通过现场动平衡后，两者振动均明显降低。但低压缸轴承座还可通过加固手段改变其固有频率以进一步降低振动异常可能性，发电机转子热弯曲具体原因也尚不明确，建议利用机组检修机会对这两问题进行彻底处理与排查。

参考文献

[1] 张学延.汽轮发电机组振动诊断[M].北京:中国电力出版社,2008.P327.

[2] 柴岩,钟良,杨建刚.汽轮机低压缸轴承座振动分析和动平衡试验研究[J].汽轮机技术，2017,59(1):50-52.

[3] 高庆水,刘石,张楚.汽轮机座缸式轴承振动影响因素研究[J].振动与冲击，2014,33(13):26－30.

论文作者:戴惠庆

论文发表刊物:《中国电业》2019年第20期

论文发表时间:2020/4/7

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