600 MW機組軸系過臨界振動故障處理措施

崔亞輝， 張俊杰， 葛 慶， 胡 劍， 張 叢， 干忠明， 曾偉光

(1. 神華國華(北京)電力研究院有限公司, 北京 100025； 2. 上海汽輪機廠有限公司,上海 200240； 3. 浙能國華寧海發(fā)電有限公司， 浙江寧海 215400；4. 廣東國華粵電臺山發(fā)電有限責(zé)任公司， 廣東臺山 529228)

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600 MW機組軸系過臨界振動故障處理措施

崔亞輝1， 張俊杰1， 葛 慶2， 胡 劍3， 張 叢3， 干忠明3， 曾偉光4

(1. 神華國華(北京)電力研究院有限公司, 北京 100025； 2. 上海汽輪機廠有限公司,上海 200240； 3. 浙能國華寧海發(fā)電有限公司， 浙江寧海 215400；4. 廣東國華粵電臺山發(fā)電有限責(zé)任公司， 廣東臺山 529228)

針對某亞臨界600 MW機組存在2號、3號瓦過臨界振動過大影響機組啟動的問題，對比了施加配重之后中壓轉(zhuǎn)子兩端的影響系數(shù)，分析了軸承襯環(huán)及軸承座的結(jié)構(gòu)，認為2號、3號瓦支承系統(tǒng)的等效剛度相對較弱是主要原因之一。采用軸瓦襯環(huán)優(yōu)化、軸承座增加三角支承、提高出廠動平衡要求三項針對性措施后，實現(xiàn)了啟動過程中軸振能通過臨界轉(zhuǎn)速，為同類型機組處理該問題提供一定的參考。

汽輪機； 過臨界振動； 軸承襯環(huán)； 結(jié)構(gòu)優(yōu)化； 軸承座； 等效剛度

軸系過臨界的振動主要與不平衡激振力、系統(tǒng)剛度和阻尼等有關(guān)[1-3]。國產(chǎn)某亞臨界600 MW機組軸系啟停過一階臨界轉(zhuǎn)速時，存在2號、3號軸承相對軸振偏大的問題[4-6](3號軸承尤其突出)，影響機組正常啟動，造成經(jīng)濟損失。筆者對該問題的主要原因進行分析，并介紹3項針對性治理措施，其中對軸承襯環(huán)的優(yōu)化及軸承座三角支承加固的措施與以往的研究尤為不同。

1 3號瓦過臨界軸振特征

2013年11月18日07:36:00，2號機組完成A級檢修后首次沖轉(zhuǎn)，轉(zhuǎn)速升至接近一階臨界轉(zhuǎn)速1 600 r/min時，3號瓦軸振達到保護值而跳機；隨后兩次沖轉(zhuǎn)，汽輪機轉(zhuǎn)速升至1 600 r/min時，振動保護動作跳機，3Y基頻振幅達到325 μm；后對3號瓦進行揭上瓦檢查，對4號瓦翻瓦檢查下瓦烏金情況，拆高中對輪罩檢查對輪螺栓情況，未見異常。

2013年11月20日，因過臨界的頻率以基頻為主且相位穩(wěn)定，反映不平衡質(zhì)量是主要激振力。采取動平衡方法，以鍵相槽為零點，在3瓦側(cè)逆轉(zhuǎn)動方向340°加配重1 180 g，在4瓦側(cè)逆轉(zhuǎn)動方向340°加配重1 173 g。加重后于2013年11月21日02:57:00沖轉(zhuǎn)，過一階臨界時，3瓦X、Y方向振動分別為156 μm、334 μm，所以又打閘停機。停機后對中壓轉(zhuǎn)子進行第二次加配重，在3瓦側(cè)120°加配重596 g、在4瓦側(cè)120°加配重602 g。

2013年11月21日16:00:00，汽輪機沖轉(zhuǎn)過程中3號瓦振動都較平穩(wěn)，過一階臨界時，3瓦X、Y方向基頻振幅分別為89 μm、167 μm；轉(zhuǎn)速升至3 000 r/min時3瓦X、Y方向通頻振幅分別為66 μm、76 μm。

動平衡的影響系數(shù)見表1。在3瓦側(cè)和4瓦側(cè)加相同的配重，影響系數(shù)差別較大。雖然4瓦結(jié)構(gòu)與3瓦不同，且4瓦側(cè)通過中低對輪與低壓轉(zhuǎn)子相連之后，對4瓦的軸振有一定的約束作用，使得4瓦側(cè)對配重沒有3瓦側(cè)那么敏感，但中壓轉(zhuǎn)子兩端加重的影響系數(shù)正常情況下不應(yīng)該相差那么多，反映出3瓦等效支承剛度較弱使其對不平衡質(zhì)量很敏感。

表1 中壓轉(zhuǎn)子兩側(cè)加重的影響系數(shù)

2 故障原因分析

該機組的2號、3號軸承均位于軸承座內(nèi)，由于軸承座包含2號、3號軸承以及推力軸承，2號、3號軸承靠得很近且結(jié)構(gòu)相同，因結(jié)構(gòu)緊湊而且復(fù)雜，空間比較狹小，給現(xiàn)場的檢修和測量工作帶來了一定的困難，容易對檢修的質(zhì)量造成較大的影響。如果現(xiàn)場檢修過程中未嚴格執(zhí)行軸承的安裝工藝標準，將會導(dǎo)致2號、3號軸承過臨界的軸振偏大。

多臺該型機組檢修之后，2號、3號軸承過臨界的軸振都是以基頻為主，體現(xiàn)出一階不平衡質(zhì)量的影響。

另外，中壓轉(zhuǎn)子是雙分流結(jié)構(gòu)，動平衡過程中在中壓轉(zhuǎn)子兩側(cè)加的平衡塊質(zhì)量相同，但中壓轉(zhuǎn)子兩側(cè)影響系數(shù)的差別比較大(3號和4號軸承的結(jié)構(gòu)并不相同)，3號瓦的不平衡響應(yīng)很敏感，可推斷出3號瓦的等效剛度偏低，在A級檢修過程中產(chǎn)生一定的不平衡質(zhì)量后會在3號瓦側(cè)引起較大的振動。

該型機組2號、3號軸承襯環(huán)為4個弧面接觸形式，軸承瓦塊對軸頸的約束下降是導(dǎo)致2號、3號軸承等效剛度偏弱的其中一個因素(見圖1)。

圖1 2號、3號軸承及軸承座原結(jié)構(gòu)

綜上所述，導(dǎo)致該2號、3號軸承過臨界的軸振偏大的主要原因包括：支承系統(tǒng)等效剛度較弱，檢修后轉(zhuǎn)子的不平衡質(zhì)量變化。

3 處理措施及效果

3.1 軸瓦襯環(huán)優(yōu)化

因2號、3號軸承襯環(huán)剛度較弱，故采用有限元方法計算軸承支架的變形量，并結(jié)合該軸承襯環(huán)結(jié)構(gòu)的自身特點，對軸承襯環(huán)的結(jié)構(gòu)進行優(yōu)化。

原襯環(huán)為4個弧面接觸形式，安裝應(yīng)力對原襯環(huán)的影響比較大，容易變形(見圖2(a))。軸瓦襯環(huán)經(jīng)過優(yōu)化之后，增大了襯環(huán)的寬度，使襯環(huán)整圈外圓接觸(見圖2(b))。

圖2 軸瓦襯環(huán)的結(jié)構(gòu)

根據(jù)有限元計算結(jié)果，軸承襯環(huán)改用整圈外圓接觸形式后，除確保安裝時襯環(huán)外圓受力均勻外，還會進一步限制襯環(huán)的變形量，相當于提高了剛度。在同樣給定0.05 mm的過盈量的情況下，加上轉(zhuǎn)子的靜載和動載，整圈過盈的襯環(huán)剛性明顯好于只有4個弧面接觸的原結(jié)構(gòu)(見圖3)。

圖3 軸瓦襯環(huán)變形量

3.2 軸承座增加三角支承

改造前2號、3號軸承支承采用的是彈性支承，支承板截面最薄處厚度為41.5 mm，軸承座的彈性支承剛度相對較弱，因此在彈性支承的側(cè)面增加三角支承，以進一步提高軸承座的剛度(見圖4)。

圖4 軸承座的彈性支承和新增三角支架

3.3 提高出廠動平衡要求

該機組通流改造過程中要更換新的汽輪機轉(zhuǎn)子，故提高新的高、中壓轉(zhuǎn)子動平衡出廠要求，要求新的高、中壓轉(zhuǎn)子在制造廠高速動平衡過程中3 000 r/min下的振動<1 mm/s，過臨界振動小于制造廠標準的三分之一，盡量減小剩余不平衡質(zhì)量。

3.4 治理效果

采用措施后，機組啟動過程中，振動時能通過臨界轉(zhuǎn)速，3號瓦過臨界時振動通頻幅值由370 μm降低到232 μm(見圖5)。

圖5 改造后通過一階臨界轉(zhuǎn)速

4 結(jié)語

筆者從軸承襯環(huán)、軸承座的結(jié)構(gòu)、中壓轉(zhuǎn)子兩端的動平衡影響系數(shù)等方面研究了600 MW機組在啟動過一階臨界轉(zhuǎn)速時2號、3號軸承的相對軸振偏大的原因，并提出了處理措施，主要結(jié)論如下：

(1) 2號、3號支承系統(tǒng)的等效剛度較弱、檢修過程中轉(zhuǎn)子不平衡質(zhì)量的變化。

(2) 3項措施包括優(yōu)化軸承的襯環(huán)結(jié)構(gòu)、在軸承座增加三角支承、提高出廠動平衡精度。

[1] 張學(xué)延. 汽輪發(fā)電機組振動診斷[M]. 北京: 中國電力出版社,2008.

[2] 張學(xué)延,張衛(wèi)軍,周亮,等. 國產(chǎn)600 MW超臨界汽輪發(fā)電機組振動問題分析及處理[J]. 熱力發(fā)電,2006,35(7): 44-47,49.

[3] 張學(xué)延,史建良,李德勇. 國產(chǎn)600 MW汽輪發(fā)電機組振動問題分析及治理[J]. 熱力發(fā)電,2009,38(9): 1-6.

[4] 劉樹鵬,王延博,宋文希. 某電廠600 MW機組差脹、振動故障診斷及處理[J]. 汽輪機技術(shù),2014,56(6): 467-468.

[5] 劉樹鵬,何國安,張學(xué)延. 某電廠600 MW機組振動故障診斷及處理[J]. 汽輪機技術(shù),2012,54(6): 467-468,418.

[6] 陸頌元. 600 MW汽輪發(fā)電機組振動缺陷剖析[J〗. 汽輪機技術(shù),2008,50(2): 131-133.

Treatment on Vibration Fault Occurring in the Shaft System of a 600 MW unit When Crossing Critical Speed

Cui Yahui1, Zhang Junjie1, Ge Qing2, Hu Jian3, Zhang Cong3, Gan Zhongming3, Zen Weiguang4

(1. Shenhua Guohua (Beijing) Electric Power Research Institute Co., Ltd., Beijing 100025, China; 2. Shanghai Turbine Works Co., Ltd., Shanghai 200240, China; 3. Zheneng Guohua Ninghai Power Generation Co., Ltd., Ninghai 215400, Zhejiang Province, China; 4. Guangdong Guohua Yuedian Taishan Power Generation Co., Ltd., Taishan 529228, Guangdong Province, China)

To deal with the excessive vibration of No.2 and No.3 tile in a subcritical 600 MW unit affecting the startup of unit when crossing the critical speed, the influence coefficient of both ends of the medium-pressure rotor was analyzed after balancing weight was applied, while the structure of bearing ring gasket and pedestal was analyzed. One of the main reasons is considered to be the relatively low equivalent stiffness of the supporting systems for No.2 and No.3 tile. The shaft vibration was able to pass through the critical speed when following three optimization measures were taken, such as optimizing the structure of bearing ring gasket, adding a triangular support to the bearing pedestal, and setting higher requirements for dynamic balancing before delivery, etc., which may serve as a reference for treatment of similar problems occurring in same type of units.

steam turbine; vibration generated when crossing critical speed; bearing ring gasket; structure optimization; bearing pedestal; equivalent stiffness

2016-06-21；

2016-07-13

崔亞輝(1979—)，男，高級工程師，主要從事旋轉(zhuǎn)機械振動故障診斷及其處理、強度校核、疲勞壽命損耗等研究。E-mail: jiangkang9@yeah.net

TK268

A

1671-086X(2017)03-0200-03