300MW汽輪發(fā)電機組的振動分析與處理

楊新華 ，張麗娟,，陳冬冬，王寶玉

（1.蘭州理工大學 電氣工程與信息工程學院，蘭州 730050； 2.山西昆明煙草有限責任公司，太原 030012； 3.甘肅電力科學研究院，蘭州 730050）

前言

甘肅某電廠3號機組工程設(shè)備采用哈爾濱汽輪機廠生產(chǎn)的N300-16.7/538/538型亞臨界、一次中間再熱、單軸、雙缸、雙排汽、凝汽式汽輪機及其輔助設(shè)備，配以哈爾濱電機廠生產(chǎn)的QFSN-300-2型發(fā)電機，采用靜止勵磁系統(tǒng)。每個轉(zhuǎn)子跨度使用兩個軸承，#1～#3軸承為可傾瓦，#4軸承為短圓瓦，#5～#6軸承為橢圓瓦。機組軸系設(shè)計臨界轉(zhuǎn)速高壓轉(zhuǎn)子為1530r/min，低壓轉(zhuǎn)子為1500r/min，發(fā)電機轉(zhuǎn)子為1000r/min。

該機組于2008年5月10日首次沖轉(zhuǎn)，5月14日并網(wǎng)發(fā)電，6月8日結(jié)束168試運。機組在起動及帶負荷運行過程中出現(xiàn)了振動異?，F(xiàn)象。針對上述情況，在機組起動、升速、定速、超速、并網(wǎng)帶負荷等各種工況下，對振動信號進行實時監(jiān)測和記錄，找出了產(chǎn)生振動異常的原因，采取了相應(yīng)的消振措施，使機組的振動達到優(yōu)良標準。

1 振動測點布置、監(jiān)測內(nèi)容

振動監(jiān)測分兩部分：一是軸振動信號，這是目前大型發(fā)電機組主要監(jiān)測信號，也是大機組振動的主要評判標準信號；二是軸承座的振動信號。本機組主要以軸振動信號為監(jiān)測重點，軸承座振動只是在軸振動出現(xiàn)振動故障時做參考分析數(shù)據(jù)。軸振動信號測量，采用美國本特利的108數(shù)據(jù)采集器，直接從3500系統(tǒng)的輸出端接出軸振動的輸出信號，用數(shù)據(jù)分析軟件，對數(shù)據(jù)進行各種分析和處理。

測量布置如圖1所示。

圖1 測量布置示意圖

2 振動監(jiān)測情況

2.1 首次起動后機組振動異常

機組首次沖轉(zhuǎn)，轉(zhuǎn)速升至460 r/min時，#5軸承振動達102μm，打閘檢查后繼續(xù)升速，當轉(zhuǎn)速達到1000 r/min后，振動值迅速爬升，在1151 r/min時，#5軸承X向、Y向振動值分別達到 157μm、155μm；轉(zhuǎn)速接近1200r/min時，隨時間的增加，振動值由175μm 、173μm 升至 193μm、191μm；降速過程中，在轉(zhuǎn)速為1021 r/min時，其值達到237μm、240μm，而實測的發(fā)電機軸系的臨界轉(zhuǎn)速為1000 r/min。

2.1.1 振動原因分析及處理

從以上數(shù)據(jù)分析，#5軸承振動有如下特點：

（1）升速過程中，隨著轉(zhuǎn)速的升高，振動的增長率較快；降速過程中，降至一階臨界轉(zhuǎn)速時振動值很大。

（2）保持一定轉(zhuǎn)速不變，隨時間的延長，振動雖波動不大但卻逐漸增大。

（3）#5軸承X向、Y向振動幅值差別很小。

（4）轉(zhuǎn)子產(chǎn)生了熱彎曲。

根據(jù)振動特征和相關(guān)參數(shù)綜合分析，振動的主要原因是轉(zhuǎn)子在一階臨界轉(zhuǎn)速下發(fā)生轉(zhuǎn)軸碰磨，導致轉(zhuǎn)子產(chǎn)生熱彎曲，使振動顯著增加。于是決定揭缸消除碰磨源，此后經(jīng)試驗驗證轉(zhuǎn)子并未發(fā)生永久性彎曲，可以重新開機。

2.2 低壓轉(zhuǎn)子初次動平衡

#5軸承振動故障消除后重新開機，由于#3和#4軸承振動過大造成前4次沖轉(zhuǎn)均未達到3000 r/min。其中，第4次沖轉(zhuǎn)時#3、 #4軸承升速波得圖見圖2。

根據(jù)幾次起動過程中采集的升降速數(shù)據(jù)分析，在2700 r/min以后，#3軸承X向、#4軸承X向振動相位相差較大（相位差接近140°），振動的分量主要是工頻，振動幅值和相位重復(fù)性好，充分表明低壓轉(zhuǎn)子存在一個二階不平衡分量，可通過動平衡降低振動幅值。首次平衡時的轉(zhuǎn)速為2820 r/min，在低壓轉(zhuǎn)子兩側(cè)平衡面各加一個螺栓，即#3軸承：458g/340°；#4軸承：458g/160°。加重后起機，通過數(shù)據(jù)對比發(fā)現(xiàn)加重效果顯著，振動幅值降幅都在60μm以上，其中#3軸承X向和#4軸承座振動降幅都在80μm，相位角也變化較大。在轉(zhuǎn)速升至2888 r/min時，由于#4軸承座振動達198μm，手動打閘停機。

通過對加重后數(shù)據(jù)分析，用諧分量法計算表明二階不平衡分量很大，上次加重的位置是正確的，只是加重量不夠。決定在保留原加重的基礎(chǔ)上進行第二次加重。加重后再次起機，振動幅值進一步降低，#4軸承座振動由 110μm 降至 51μm，機組順利升速至3000r/min。

圖2 第四次沖轉(zhuǎn)#3、#4軸承升速波得圖

2.3 中壓轉(zhuǎn)子動平衡

對低壓轉(zhuǎn)子實施兩次動平衡后，機組轉(zhuǎn)速升至3000 r/min，穩(wěn)定運行半小時后，由于#1、#2軸承振動較大（見表1）停機。

從數(shù)據(jù)看，振動的分量主要是工頻，1X和2X的相位差為 183°，振動幅值和相位穩(wěn)定，說明高中壓轉(zhuǎn)子也存在較大的二階不平衡分量。通過在#1、#2軸承加一個反對稱立偶來降低振動幅值。平衡轉(zhuǎn)速為3000 r/min，加重位置和重量為：#1：294g/330° ；#2：295g/150°。從2925 r/min數(shù)據(jù)看，加重取得明顯效果，#1X和#2X的降幅達103μm、92μm。

表1 定速3000 r/min時各軸承振動數(shù)據(jù)表

2.4 #3、#4軸承振動探頭故障分析

當轉(zhuǎn)速再次升至3000 r/min后振動數(shù)據(jù)極不穩(wěn)定，在11s內(nèi)#4X振幅值從170μm上升至306μm；#3X在轉(zhuǎn)速接近3000 r/min時，振動有明顯峰值。根據(jù)制造廠提供的數(shù)據(jù)，該區(qū)域為非臨界區(qū)，振動的分量主要是工頻。從幾次沖轉(zhuǎn)的瀑布圖分析，#3軸X向支架渦流探頭的固有頻率為50.2Hz，與工作轉(zhuǎn)速重合，說明其值不是轉(zhuǎn)子的真實振動值，而是由于支架共振造成的。停機后，對#3、#4軸承的渦流探頭X向和Y向重新安裝且互換，以后的運行中這一故障消除。

2.5 低壓轉(zhuǎn)子二次動平衡

由表 1可以看出，在 3000r/min定速運行時，#4軸承振動值仍較大，#3X、#4X振動相位相差 43°，基本同相，是一階振型。因此分別對#3、#4軸承加重，用最小二乘法進行數(shù)據(jù)處理，求出影響系數(shù)，進一步降低振動幅值。結(jié)合第三次高中壓轉(zhuǎn)子動平衡的數(shù)據(jù)，第四次加重的平衡轉(zhuǎn)速為2925r/min，加重位置和重量為：#3軸承：455g/140°。由振動數(shù)據(jù)看，#3軸承加重使#2軸承X向相位角變化了90°，幅值變化不大，并使#3、#4軸承Y向的幅值增加不到30μm，角度基本無變化，說明在#3軸承加重影響系數(shù)小。

拆掉#3軸承加重后，對#4軸承進行加重，平衡轉(zhuǎn)速為2920 r/min，加重重量和位置為455g/140°。加重后起機，機組轉(zhuǎn)速升至3000 r/min，在排除了#3軸承X向振動支架共振的影響因素后，定速運行數(shù)據(jù)穩(wěn)定，相位角變化不大，幅值下降，其中#4軸承 Y向降了52μm。

并網(wǎng)帶負荷后，#4軸承X向、#3軸承Y向振動幅值上升較大，空載時#3、#4軸承X向的選頻量分別為：22μm/250°、119/315°，它們幅值相差較大，相位角相差不大，說明激振力主要在#4軸承側(cè)，為一階不平衡分量，需再次通過在#4軸承加平衡重量來減小振幅值。利用第四次加重數(shù)據(jù)，求出3000r/min時影響系數(shù)，計算應(yīng)在#4軸承加重 906g/185°，考慮到 185°位置上已有平衡塊，實際加重位置為：910g/150°。加重后起機，空載和帶負荷時振動幅值都有下降，其中#3軸承Y向在3000 r/min時由96μm降到46μm；帶100MW負荷時，#4軸承X向、#3軸承Y向的通頻值分別為128μm、74μm；本次動平衡取得成效，但#4軸承振動仍偏大。

通過對動平衡數(shù)據(jù)分析，在#4軸承加重時對#1、#2軸承振動影響不大，#3、#4軸承的相位角變化不大，只是幅值下降，表明低壓轉(zhuǎn)子殘余不平衡量很大，加重量不夠，在#4軸承的加重對本身的影響較小。因為在#4軸承已加重 1833g，考慮到機組軸系安全，及臨界轉(zhuǎn)速1500 r/min和工作轉(zhuǎn)速3000 r/min，經(jīng)綜合計算和制造廠同意，利用消缺機會進行了最后一次加重，#4軸承加重位置和重量為 469.8g/127°。這次動平衡取得較好效果，6月4日數(shù)據(jù)為：#3軸承X向：85μm ，Y 向：83μm ；#4 軸承 X 向：78μm ，Y 向：72μm。至此，動平衡試驗比較圓滿完成。

表2 機組并網(wǎng)帶負荷各軸瓦振動數(shù)據(jù)表通頻：μm； 選頻 ：μm/°

3 結(jié)論

（1）綜合分析3號機組在起動及帶負荷運行中測得的各種振動數(shù)據(jù)和波形，分析并確診了產(chǎn)生振動異常的主要原因是轉(zhuǎn)子動平衡精度較差，經(jīng)過6次現(xiàn)場高速動平衡處理, 轉(zhuǎn)子軸系振動大幅下降，各軸振值都在85μm以內(nèi)，基本符合要求。

（2）隨著我國機組制造和工藝水平的提高，大多數(shù)異常振動發(fā)生在工作轉(zhuǎn)速，新機開機未升至 3000 r/min時出現(xiàn)異常振動的情況比較少。高中壓和低壓轉(zhuǎn)子本身殘余不平衡質(zhì)量太大給現(xiàn)場動平衡增加了難度，需要一次次通過現(xiàn)場高速動平衡來提高轉(zhuǎn)子的平衡精度，減小振動幅值。

（3）此次動平衡，盡可能在最短時間內(nèi)處理好了機組的振動問題，確保了機組及時、安全投運；與此同時，也為了解機組振動的特性，積累了分析處理振動的經(jīng)驗，對于今后同類振動問題的解決具有一定的參考價值。

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[2]劉凱.電力試驗技術(shù)叢書：汽輪機試驗[M]. 北京：中國電力出版社，2005.

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