某汽輪機(jī)軸瓦碎裂原因分析及處理

朱先寶，楊建剛，王亭

(東南大學(xué) 火電機(jī)組振動(dòng)國(guó)家工程研究中心，南京 210096)

1 軸系結(jié)構(gòu)及存在的問(wèn)題

汽輪發(fā)電機(jī)組等大型旋轉(zhuǎn)機(jī)械的支承軸承通常采用滑動(dòng)軸承。滑動(dòng)軸承起著支承和冷卻的雙重作用，對(duì)于汽輪發(fā)電機(jī)組的安全運(yùn)行至關(guān)重要。

某廠5號(hào)機(jī)組是一臺(tái)18 MW凝汽式汽輪發(fā)電機(jī)組，軸系布置如圖1所示。1#軸承的結(jié)構(gòu)如圖2所示。該軸承頂隙320 μm，側(cè)隙450 μm，軸頸直徑220 mm。該機(jī)組2007年8月投產(chǎn)運(yùn)行，2008年8月1#軸承潤(rùn)滑油油壓突然下降，停機(jī)后檢查發(fā)現(xiàn)1#軸承軸瓦碎裂嚴(yán)重，更換新軸瓦運(yùn)行一段時(shí)間后再次碎裂，至2010年5月該故障共發(fā)生8次。期間雖先后改變進(jìn)油溫度、油壓和調(diào)整軸承座連接剛度等，但軸瓦碎裂故障仍未排除，嚴(yán)重影響了機(jī)組的安全運(yùn)行。

圖1 軸系結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)圖

圖2 1#軸承結(jié)構(gòu)

2 機(jī)組振動(dòng)分析

為了分析故障原因，對(duì)機(jī)組振動(dòng)作了全面檢測(cè)。在1#軸承垂直和水平方向分別布置渦流傳感器，測(cè)量軸頸振動(dòng)，其靈敏度為7.8 V/mm；在3#軸承的垂直方向布置鍵相傳感器測(cè)量振動(dòng)相位；在1#～4#軸承座垂直方向布置速度傳感器，測(cè)量軸承座振動(dòng)。測(cè)點(diǎn)布置如圖3所示。

圖3 傳感器布置圖

表1給出了原始振動(dòng)數(shù)據(jù)。由表1可以看出：(1)當(dāng)轉(zhuǎn)速為100 r/min時(shí)，1#軸頸晃度偏大，超過(guò)100 μm；(2)當(dāng)轉(zhuǎn)速為3 000 r/min時(shí),1#軸承兩個(gè)方向的軸頸振幅分別達(dá)到了336 μm和290 μm。(3)根據(jù)100 r/min和3 000 r/min下間隙電壓變化，計(jì)算出升速過(guò)程中1#軸承軸頸在水平方向偏移了372 μm，垂直方向偏移了256 μm。

表1 原始振動(dòng)數(shù)據(jù)

圖4、圖5給出了1#軸承升速過(guò)程中軸頸振動(dòng)隨轉(zhuǎn)速的變化情況。從圖4和圖5可以看出，在臨界轉(zhuǎn)速時(shí)軸頸的振動(dòng)很大，從臨界轉(zhuǎn)速至3 000 r/min其一直處于較高值。

圖4 1#軸承軸頸垂直振動(dòng)波德圖

圖5 1#軸承軸頸水平振動(dòng)波德圖

3 潤(rùn)滑理論分析

現(xiàn)根據(jù)滑動(dòng)軸承潤(rùn)滑理論對(duì)軸瓦碎裂原因進(jìn)行分析。如圖2所示，該軸承軸瓦由兩塊構(gòu)成，兩軸瓦的中心O1和O2與軸承中心O間有預(yù)偏心距δ。偏心旋轉(zhuǎn)時(shí)，上、下兩瓦均可能有收斂形間隙。軸頸旋轉(zhuǎn)，軸頸和軸瓦之間應(yīng)有足夠的油膜厚度[1]。監(jiān)測(cè)軸承油膜厚度可以有效地反映軸承工作狀態(tài)。

3.1 軸承最小油膜厚度計(jì)算和監(jiān)測(cè)

當(dāng)軸頸中心處于軸承中心O時(shí)，在軸頸兩側(cè)測(cè)出的間隙為最大間隙cmax，通常稱為側(cè)隙，近似等于瓦弧半徑與軸頸半徑之差c，即cmax≈c。

在軸承頂部測(cè)出的間隙為最小間隙cmin，通常稱為頂隙，即cmin=c-δ(δ為預(yù)偏心距)。

該軸承最小油膜厚度大多發(fā)生在下瓦。動(dòng)態(tài)下下瓦最小油膜厚度為

h1min=c-e1,

式中：e1為軸心相對(duì)于1#軸承軸瓦中心的偏心距。

圖6 動(dòng)態(tài)下軸頸中心位置示意圖

通過(guò)監(jiān)測(cè)動(dòng)態(tài)下軸頸的間隙電壓，可以監(jiān)測(cè)軸頸與軸瓦之間的最小油膜厚度，從而有效地反映軸承工作狀態(tài)。

3.2 油膜厚度的影響

高速旋轉(zhuǎn)時(shí)，在油的擠壓作用下，軸承可以等效為一個(gè)剛度和阻尼系統(tǒng)。作用于軸瓦上的動(dòng)態(tài)力與軸頸振幅成正比。軸頸振幅越大，作用力越大。油膜厚度過(guò)薄則油膜不能有效地起緩沖和阻尼作用[2]。

圖7給出了某橢圓軸承無(wú)量綱剛度系數(shù)隨偏心率的變化情況。圖中k11為x方向的無(wú)量綱油膜剛度系數(shù);k12，k21為無(wú)量綱交叉剛度系數(shù);k22表示y方向的無(wú)量綱剛度系數(shù)。由圖7可以看出，隨著偏心率的增大，油膜的無(wú)量綱剛度系數(shù)非線性增大。這表明，在同樣振幅下，偏心率越大，油膜厚度越薄，作用在軸瓦上的激振力越大，越容易導(dǎo)致軸瓦碎裂。

偏心率圖7 無(wú)量綱剛度系數(shù)隨偏心率的變化

由上述分析可知，最小油膜厚度對(duì)于軸承的安全、穩(wěn)定和可靠運(yùn)行至關(guān)重要。

4 故障原因和處理措施

4.1 軸瓦碎裂原因

從表1可以看出，3 000 r/min時(shí)軸頸在水平方向偏移了372 μm，垂直方向偏移了256 μm，由此算出3 000 r/min時(shí)的最小油膜厚度僅為30 μm。按照軸承設(shè)計(jì)標(biāo)準(zhǔn)要求，最小油膜厚度不能低于60 μm。顯然，目前狀態(tài)下的最小油膜厚度無(wú)法保證軸承安全運(yùn)行。

綜合以上分析可以認(rèn)為， 1#軸承軸瓦碎裂的原因主要有：(1)軸頸振動(dòng)過(guò)大導(dǎo)致軸瓦承受較大的交變載荷；(2)軸頸水平偏移量過(guò)大導(dǎo)致油膜厚度過(guò)??；(3)軸頸晃度較大。

4.2 采取的措施

4.2.1 調(diào)整軸系中心

調(diào)整軸系中心，盡可能減少軸頸晃度。小修中將3#軸承標(biāo)高抬高100 μm，以減輕1#軸承載荷，同時(shí)將1#軸承順旋轉(zhuǎn)方向水平移動(dòng)100 μm。

表2給出了小修結(jié)束后的開(kāi)機(jī)測(cè)試數(shù)據(jù)，可以看出：低轉(zhuǎn)速下的軸頸晃度有所減小，升速過(guò)程中1#軸承軸頸在水平方向偏移了269 μm，垂直方向偏移了192 μm，偏移量較之前明顯減小，此時(shí)計(jì)算得出的最小油膜厚度明顯增加，為77 μm；調(diào)整后1#軸承軸頸振動(dòng)也有一定程度的減小，但仍然偏大，接近GB/T 11348.2—1997規(guī)定的軸頸振動(dòng)跳機(jī)保護(hù)值。

表2 小修后測(cè)試數(shù)據(jù)

4.2.2 現(xiàn)場(chǎng)動(dòng)平衡

為進(jìn)一步減少1#軸承的軸頸振動(dòng)，確保軸瓦不再碎裂，對(duì)機(jī)組進(jìn)行高速動(dòng)平衡。

第1次動(dòng)平衡在汽輪機(jī)末級(jí)葉輪上進(jìn)行，加重488 g∠180°后，1#軸承軸頸振動(dòng)明顯減小，但3#軸承軸瓦振動(dòng)增大，兩者難以兼顧。

第2次平衡在對(duì)輪上進(jìn)行，加重550 g∠350°后，3#軸承軸瓦振動(dòng)明顯減小，但1#軸承軸頸振動(dòng)明顯增大，兩者仍難以兼顧。

第3次平衡在發(fā)電機(jī)兩側(cè)進(jìn)行，在3#，4#軸承兩側(cè)分別加重300 g∠315°和300 g∠135°后，軸系各點(diǎn)振動(dòng)均明顯減小，取得了很好的平衡效果。動(dòng)平衡過(guò)程見(jiàn)表3。

表3 動(dòng)平衡過(guò)程各處的振動(dòng) μm∠(°)

動(dòng)平衡后，再次測(cè)試機(jī)組升速過(guò)程中1#軸承軸頸間隙電壓的變化情況，發(fā)現(xiàn)滿負(fù)荷狀態(tài)下， 1#軸承軸頸在水平方向偏移了167 μm，垂直方向偏移了142 μm，計(jì)算得最小油膜厚度為133 μm。垂直偏移量和水平偏移量較檢修前明顯減小，最小油膜厚度進(jìn)一步增加。按照軸承設(shè)計(jì)準(zhǔn)則，保證了軸瓦與軸頸之間有足夠的油膜厚度。

5 結(jié)束語(yǔ)

1#軸承軸頸振動(dòng)大與軸承最小油膜厚度薄是本機(jī)組存在的兩個(gè)主要缺陷，其中任意一個(gè)缺陷都會(huì)導(dǎo)致軸瓦碎裂。通過(guò)減小軸頸偏移量、增加軸承最小油膜厚度以及進(jìn)行動(dòng)平衡，使得軸頸振動(dòng)得到減小。改進(jìn)后運(yùn)行半年以來(lái)，1#軸承軸瓦溫度和油壓等都在正常范圍內(nèi)，沒(méi)有再出現(xiàn)軸瓦碎裂現(xiàn)象，保證了機(jī)組安全、穩(wěn)定和可靠運(yùn)行。