国产超临界600 MW机组轴瓦振动大缺陷治理

李永利，官江波，谢金土，潘瑞奎

(神华国华太仓发电有限公司，江苏 太仓 215433)

0 引言

某厂7号汽轮机为国产第1批超临界机组，型号为N600-24．2/566/566，为超临界参数、一次中间再热、单轴、三缸、四排汽凝汽式汽轮机。汽轮机采用整锻无中心孔转子，高中压缸合缸，整个轴系设置9个轴承进行支撑，其中1号和9号轴瓦运行期间，先后出现振动超标的现象。支持销定位。位于瓦块中心的调整垫块与支持销的球面接触，作为可倾瓦的摆动支点。因此，轴承可以随转子摆动并自对中心。

1 设备简介

1.1 汽轮机

该型汽轮机高中压积木块采用日本三菱公司成熟的设计；低压积木块以成熟的600 MW机组积木块为母型，与日本三菱公司一起进行改进设计，使之适应日本三菱公司的1 029 mm末级叶片。其主要参数如表1所示。

1.2 轴承

整个轴系由高中压转子、低压Ⅰ转子、低压Ⅱ转子、发电机转子和励磁机组成，共设置9个支持轴承。其中1—6及9号轴承(励磁机轴承)为4瓦可倾瓦，7，8号轴承(发电机轴承)为上部圆筒、下部可倾瓦。可倾瓦轴承的4个支撑键具有自位功能，轴承由孔径镗到一定公差内的4块浇有轴承合金钢制瓦组成，具有径向调整和润滑功能。组成轴承壳体的2部分，与轴承座的水平中分面齐平，并用定位销定位。各瓦块均支撑于轴承壳体内，且用

表1 汽轮机主要参数

1．2．1 1 号轴承

1号轴承为汽轮机高中压缸前端轴承，安装于前轴承箱内。轴瓦型式为4瓦可倾，上、下部各2块，均为45°角支撑，轴径尺寸Φ405×355 mm。

1．2．2 9 号轴承

9号轴承为励磁机支撑轴承，轴承由钢制轴承壳体和4块浇有轴承合金的钢制瓦块组成，轴径尺寸Φ228．8×102 mm。轴承壳体用4块均布球面垫铁(均与垂直方向成45°角度)固定支承于轴承座内孔，每块球面垫铁与轴承壳体之间均有1对L形绝缘垫片(材质为环氧层压玻璃布)，且用4个螺栓拧紧在轴承壳体上，如图1所示。

图1 9号轴瓦结构示意

2 轴承故障及处理情况

2.1 1号轴承情况

2013年机组大修首次启动后，升速至高中压转子临界转速区域时，1瓦轴振最大为221 μm；转速为3 000 r/min时，振动降至约100 μm；机组并网带负荷过程中，振动基本稳定在130—150 μm，判断主要是高中压转子存在较大的质量不平衡所致。

停机对高中压转子进行动平衡处理：在1瓦侧加重552 g，角度144°；在2瓦侧加重500 g，角度48°。配重后启动机组，升速至高中压转子临界转速区域时，1瓦最大轴振181 μm；转速为3 000 r/min时，振动在73 μm左右；机组并网带负荷过程中，振动基本稳定在80 μm左右。经过动平衡处理后，单阀配汽方式下，1瓦轴振合格。由单阀切顺序阀后，负荷在550 MW以上时，1X方向轴振在90—100 μm；负荷低于480 MW时，1X方向轴振在110—120 μm，但在负荷突变的情况下，该轴振出现超限报警(标准125 μm)现象。再次对高中压转子进行动平衡处理，1瓦侧加重260 g，角度285°；2瓦侧加重260 g，角度105°。机组启动后负荷600 MW，单阀运行时，1X方向振动77 μm，1Y方向振动70 μm。投顺序阀后，负荷500 MW，1X方向振动最大达到140 μm。利用调停检修机会对1瓦顶部间隙进行调整，使顶部间隙由修前0．82 mm减小到0．53 mm。启动后1瓦1X方向轴振为23 μm，1Y方向轴振为25 μm。负荷550 MW投顺序阀状态下1瓦1X方向轴振为58 μm，1Y方向轴振为64 μm，振动达优秀值。

2.2 9号轴承情况

9号轴承为励磁机轴承，位于整个轴系的末端。历次检修经过1年左右的时间后，轴瓦振动均逐渐增大，其中9X方向的振动爬升较为明显，直至超过报警值。为彻底解决这一“顽疾”，技术人员多次与厂家及科研单位沟通，最终确定检修方案，检修数据如下：发励对轮下张口修后0．15 mm(标准为 0．125±0．02 mm)，顶部间隙修前 0．53 mm/0．51 mm，修后 0．25 mm/0．30 mm(标准为 0．71—0．81 mm)，平行度修后 0．10 mm(标准为不大于0．127 mm)垂直度修后 0．07 mm(标准为不大于0．075 mm)。将轴承4个瓦块背部自位垫块和调整垫块更换。启动后，机组负荷550 MW时9X方向振动为49 μm，9Y方向振动为46 μm，振动达优秀值，且运行1年后无明显增大出现。

3 故障原因分析

3.1 1号轴承分析

(1) 转子质量不平衡。从所测振动频谱图中可知，工频振动虽然稳定，但是基数很大，约为92 μm左右。这也是1瓦在单阀状态下运行时轴振达到99 μm，顺阀方式下气流激振只是在此基础上增加了20—30 μm，最终导致振动超限报警的主要原因。所以，从振动现象和历次处理经过可分析出，导致1号轴承振动超标的主要原因为转子存在质量不平衡。

(2) 汽流激振。采用1—2—3—4顺序阀方式进汽时，主要是转子下部进汽，高中压缸轴承负荷较轻，容易导致转子失稳。由于4号高调门没有开度，导致左侧进汽流量大于右侧，由于汽流作用，转子向右侧发生径向位移。由于2号轴承的负荷较重，且中压端转子与低压转子相连，所以对2号轴承影响不大。1号轴承负荷较轻且前端相对自由，故位移主要体现在1号轴承。在梳齿汽封中，设密封装置前后压力分别为P1及P3，则密封腔内的压力P2取决于P1，P3及汽封齿隙δ1，δ2。当δ1＞δ2时，密封腔中流入的气量大于流出的气量，由于气体的积聚而使腔中压力P2升高，形成一个作用于转子的力。这个力永远垂直于转子轴心的偏移方向，推动转子发生半速涡动，导致转子运动失稳，发生异常振动。梳齿汽封压力示意如图2所示。

图2 梳齿汽封压力示意

3.2 9号轴承分析

(1) 主要原因。励磁机转子在轴瓦中的稳定性变差，是导致轴振迅速增大的主要原因。轴瓦运行一段时间后，转子对下瓦的磨损，使励磁机转子的下沉量(预载量)逐渐减小，转子与下瓦甚至出现脱空现象(轴振逐渐增大，轴瓦回油温度逐渐降低，从轴振与瓦温的运行参数曲线可判断)，转子在轴瓦中的稳定性降低。由于下瓦的磨损，使轴瓦顶部间隙增大，瓦块对轴颈的约束降低，振动上升。由于9瓦负载较小，当轴瓦对轴颈的约束减弱时，轴振增大。

(2) 次要原因。轴瓦下部垫铁的4个紧固螺栓由于紧力不均匀或者原始紧力不足，在机组运行较长时间后，螺栓紧力逐渐消失，引起垫铁松动及移位(垫铁与轴承壳体之间没有定位销子)。绝缘垫片及轴瓦垫块被磨损减薄，轴承支撑刚度下降，轴承振动逐渐增大。

4 处理方案及治理经验

4.1 1号轴承的处理

对于顺序阀运行时产生的汽流激振，可采取动平衡和减小轴瓦顶部间隙、提高轴瓦顶部油膜刚度的方法来加以控制。《电力建设施工及验收技术规范》规定可倾瓦顶部间隙应为轴颈直径(大于 300 mm)的 1．2 ‰—2．0 ‰，1号轴颈直径为354．89 mm，故取其直径的 1．3 ‰—1．5 ‰，轴瓦顶部间隙应为0．46—0．53 mm，而设计图纸提供的标准为0．71—0．81 mm，为此，技术人员与厂家进行沟通，确定可以适当减小顶部间隙。其处理效果已在7号机1号瓦振动治理中得到验证。

4.2 9号轴承的处理

保证发励对轮下张口值在标准上限，缩小轴瓦顶部间隙，更换轴瓦背部自位垫块和调整垫块。其他按轴瓦正常检修标准执行。

(1) 发励对轮下张口值标准为0．125 mm±0．02 mm，但根据多次检修结果发现，发励对轮下张口值必须调整到标准上限值，集电环转子端部的预载量才足以保证轴颈在轴瓦中的稳定性。因此，将下张口标准修正为0．15 mm+0．02 mm。

(2) 9号轴瓦顶部间隙设计标准为0．46—0．56 mm，根据轴瓦顶部间隙应为轴颈直径(小于300 mm)的 1．0 ‰—1．5 ‰，9号轴颈直径为250 mm，取其直径的1．0 ‰—1．3 ‰，轴瓦顶部间隙应为 0．25—0．32 mm。

(3) 随着轴瓦在运行中振动，其背部自位垫块弧面逐步被磨平，使其自位效果变差甚至失去自位功能，轴瓦受力变化时无法自动调整，导致轴瓦振动和温度上升。

5 结束语

(1) 由于超临界高中压合缸汽轮机1号轴瓦负载较轻，容易发生汽流激振故障，导致1瓦处转子振动超标。

(2) 因存在不平衡量和汽流激振因素导致的1瓦振动超标，采用转子动平衡配重和轴瓦顶部间隙调整相结合的消除方法，效果较为明显。

(3) 厂家设计的轴瓦检修标准对轴瓦调整具有指导作用，但具体情况应具体分析；可在与厂家进行充分沟通的情况下，合理减小轴瓦顶部间隙，以增大轴瓦对转子的约束力。

(4) 励磁机轴瓦(9瓦)预载量通过发励对轮下张口予以保证，尽量避免采用增减瓦块背部调整垫片的方法来实现。

(5) 瓦块背部自位垫块、绝缘垫片是易损件，建议每次检修根据磨损程度及时予以更换。

1 中华人民共和国国家能源局．DL/T 5011—1992电力建设施工及验收技术规范(汽轮机机组篇)[S]．北京：中国电力出版社，2009．

2 黄树红．汽轮机原理[M]．北京：中国电力出版社，2008．