600MW机组异常振动原因分析及处理措施

潘向前

中图分类号：TV212

摘要：汽轮发电机组振动的原因很多,振动的大小在一定程度上不仅影响到机组的经济性，而且直接关系到机组的安全、稳定运行。文章就某发电厂600MW机组异常振动增大的原因诊断及处理措施进行了分析，提出测量油挡间隙，重新调整油挡间隙至标准范围的方案。

关键词：600MW机组 异常振动 处理措施

1.机组概况

某发电厂一期工程#2机组汽轮机是国产引进型600MW亚临界，本机组为四缸、四排汽、单轴凝汽式汽轮机。汽轮机中轴承箱位于高压缸和中压缸之间，在其中装有2号和3号径向轴承，分别支承高压转子及中压转子。2 号和3 号轴承振动探头分别安装在中轴承箱两端，X、Y方向振动探头与水平方向成45°。

2 机组振动异常变化过程

该厂#2机组单阀运行时，根据相关数据记录，机组轴承振动值良好，按照节能运行要求，#2机组进行单阀切顺序阀操作，机组负荷450 MW，主汽压力为14.4 MPa，阀切换顺序为1/4-3-2，2号轴承X方向轴振从0.083 mm 上升至0.215mm，Y方向轴振从0.091mm上升至0.238 mm，2号轴承复合振动从0.062 mm上升至0.168mm。振动突变时，2号轴承X方向间隙电压减小1.1V，Y方向间隙电压增大1.1 V（表1），按照振动传感器输出电压与间隙值的转换关系，1 mm间隙对应8 V电压，故在X 方向，转轴表面与探头距离减小0.138mm，Y方向，转轴表面与探头距离增大0.138 mm，由于X、Y 方向振动探头安装位置与水平方向的夹角均为45，根据矢量合成可得，轴心位移量L=（0.1382+0.1382）1/2=0.195 mm，轴心位移方向水平向右。

为了在不停机的条件下解决2号轴承在阀切换时振动大的问题，经过咨询技术人员以及借鉴同类型机组阀切换的经验，尝试改变阀切换顺序以降低2号轴承振动。该厂#2机组原采用的阀序为对冲进汽方式，高压调速汽门1、4阀同时开启，再开启3阀，最后开启2阀，即阀切换顺序为1/4-3-2，由于采用阀序1/4-3-2 会使2号轴承振动突升，尝试采用上海汽轮机厂提供的上半周进汽的阀切换方式：3/4-1-2 阀序（图1），机组负荷400 MW，主汽压力为14.1 MPa，2号轴承X 方向轴振从0.093 mm上升至0.201 mm，Y 方向轴振从0.100 mm 上升至0.288 mm，复合振动从0.070 mm 上升至0.190 mm，阀切换过程中，2号轴承振动异常增大，阀切换操作没有顺利完成。

振动突变时，2号轴承X方向探头间隙电压减小1.6 V，Y方向探头间隙电压增大2.7 V（表1），故X方向，转轴表面与探头距离减小0.2 mm，Y 方向，转轴表面与探头距离增大0.338 mm，由矢量合成图可得，β=tan-1（0.20/0.338）=30.6°，故轴心位移方向与水平方向夹角α=90°-45°-30.6°=14.4°，轴心位移量L=（0.202+0.3382）1/2=0.393 mm，轴心位移方向如图2所示。

2 振动异常增大原因分析

该厂2号机组在阀切换时振动具有以下特征：

（1）振动频谱丰富，以工频分量为主，同时含有低频和高频分量；

（2）2 号轴承轴振变化量很大，振动变化量最大188 μm，相位变化最大值54°，而相邻的1、3 号轴承轴振变化量很小，相位几乎没有变化（表1）；

（3）1、3 号轴承轴心轨迹与波形未发生畸变，振动波形为正弦波；2号轴承轴心轨迹发生较大畸变，波形有削波现象（图3）。

从上述振动特征判断转子上存在动静摩擦，机组采用单阀运行时，各喷嘴组由于阀位开度一致进汽均匀，转子受力均衡，高压转子前后轴承振动值良好；#2机组阀切换过程中，高压缸调节级不均匀进汽，某些喷嘴组处于关闭或部分开启的状态，在调节级附近会形成不均匀流场，同时这部分蒸汽在整机中流量最大、压力最高，汽流扰动对转子受力产生较大影响，转子的受力不均匀使转子在轴瓦中的位置发生变化，如图2 所示，当转子位移量大于动静间隙时，将会导致动静部件发生摩擦；受摩擦力冲击效应影响，振动波形和轴心轨迹上将会出现毛刺、削波等畸变，频谱丰富，含有低频、工频和高频分量。

3 动静摩擦部位判断

汽轮发电机组容易发生动静摩擦的部位包括：转轴和乌金、转轴和密封瓦、转轴与汽封、转轴与油挡、叶尖与汽缸等。

大多数情况下，摩擦点附近振动矢量的波动和变化量最为明显。距离摩擦点越远，振动矢量变化幅度越小；由表2可以看出，2号轴承轴振变化量最大值为188μm，相位变化最大值54，与之相邻的1、3号轴承轴振只变化5～10μm，相位几乎没变，由此判断发生动静摩擦的部位靠近2号轴承，与1、3号轴承的距离较远；动静摩擦部位很有可能在2号轴承外油挡或高压缸后轴封，由于轴封结构具有弹性退让特性，轴封与转轴发生动静摩擦时轴封块能够弹性退让，一般不会使轴振产生瞬间大幅度的爬升，而2号轴承外油挡是固定油挡，外油挡与转轴发生动静摩擦时，转轴会受到瞬间的冲击力，使轴振瞬间大幅度爬升，加上2号轴承外油挡间隙小于高压缸后轴封间隙，故动静摩擦更有可能发生在2号轴承外油挡处。

4 处理情况

4.1 处理方案

（1）根据我厂《600 MW机组集控运行规程》规定，汽轮机高压缸调节级金属温度在204℃以下，若有紧急工作，可以短时间停运盘车，每停30 min，应盘车180°进行自重直轴30 min。#2机停机后，待高压缸调节级温度降至204℃以下，间断停止电动盘车及润滑油系统，利用停运润滑油系统的时间，处理2号轴承振动大缺陷；

（2）在盘车状态下用砂纸及锉刀打磨轴振测量部位对应的轴径，使轴径表面光滑，减小轴振测量的虚假信号；

（3）根据油挡间隙测量结果调整油挡间隙至标准范围；

（4）增加高压缸端部以及轴封部位的保温层厚度，减小热辐射对轴承箱的影响；

（5）提高轴封加热器负压，减少高压轴封漏汽量，以减小高温蒸汽对轴承箱的影响。

4.2 检查处理情况

#2机停机后，检查高压缸后轴封间隙较为均匀，间隙值在0.56±0.05 mm 的标准范围内，2 号轴承外油挡间隙电侧、炉侧偏差较大，上半油挡水平方向电侧间隙只有0.15 mm，拆开2 号轴承上半油挡后，发现靠电侧油挡齿有明显的摩擦痕迹，油挡齿有翻边现象，油挡齿上附着一层焦状硬块，轴径有轻微磨痕。

外油挡水平结合面方向电侧间隙0.15 mm，炉侧间隙0.60 mm，上半油挡与下半油挡存在错口现象，下半油挡间隙基本在标准范围内。而前后两次阀切换时，高压转子向电侧位移量分别为0.195 mm和0.393 mm，当转子位移量大于动静间隙时，将会导致动静部件发生摩擦，阀切换时2号轴径向电侧油挡齿的位移量大于该处油挡间隙，导致2号轴径与外油挡发生摩擦。修后#2机进行单阀切顺序阀时，2号轴承轴振最大值0.121mm，#2机满负荷运行时，2号轴承X 方向振动0.068mm，Y 方向振动0.074mm，复合振动0.070 mm，2号轴承振动恢复至优良状态。

5 原因分析

（1）高压缸后轴封漏汽量较大，高温蒸汽烘烤轴承箱，轴承箱发生轻微变形，使2号轴承外油挡间隙发生变化，最终导致油挡与轴径发生动静摩擦。

（2）因为高温蒸汽的烘烤，油挡内残留的油液、保温泥混合物在油挡齿间变硬形成一层焦状硬块，促使油挡的间隙变小，导致机组阀切换过程中油挡与轴径发生动静摩擦。

（3）上下油挡结合面存在错口（电侧间隙：0.15 mm，炉侧间隙0.60 mm），高压转子在机组前后两次进行阀切换时，往电侧位移量分别为0.195 mm 和0.393 mm，而该处油挡间隙只有0.15 mm，阀切换时2号轴径向电侧油挡齿的位移量大于该处油挡间隙，是产生动静摩擦的根本原因。

6 结语

振动异常发生后，技术人员通过分析汽轮机振动采集系统的数据，制定出切实可行的检修方案，利用机组调停7天的机会，彻底解决了#2机阀切换过程中2号轴承振动大的技术难题，消除了设备隐患，提高机组运行的安全可靠性，同时#2机组顺序阀的投入，减少了主蒸汽的节流损失，提高了汽轮机组的效率。

注：文章内所有公式及图表请用PDF形式查看。