某汽轮机轴瓦碎裂原因分析及处理

2011-07-30朱先宝杨建刚王亭

轴承 2011年5期

朱先宝，杨建刚，王亭

(东南大学火电机组振动国家工程研究中心，南京 210096)

1 轴系结构及存在的问题

汽轮发电机组等大型旋转机械的支承轴承通常采用滑动轴承。滑动轴承起着支承和冷却的双重作用，对于汽轮发电机组的安全运行至关重要。

某厂5号机组是一台18 MW凝汽式汽轮发电机组，轴系布置如图1所示。1#轴承的结构如图2所示。该轴承顶隙320 μm，侧隙450 μm，轴颈直径220 mm。该机组2007年8月投产运行，2008年8月1#轴承润滑油油压突然下降，停机后检查发现1#轴承轴瓦碎裂严重，更换新轴瓦运行一段时间后再次碎裂，至2010年5月该故障共发生8次。期间虽先后改变进油温度、油压和调整轴承座连接刚度等，但轴瓦碎裂故障仍未排除，严重影响了机组的安全运行。

图1 轴系结构简图

图2 1#轴承结构

2 机组振动分析

为了分析故障原因，对机组振动作了全面检测。在1#轴承垂直和水平方向分别布置涡流传感器，测量轴颈振动，其灵敏度为7.8 V/mm；在3#轴承的垂直方向布置键相传感器测量振动相位；在1#～4#轴承座垂直方向布置速度传感器，测量轴承座振动。测点布置如图3所示。

图3 传感器布置图

表1给出了原始振动数据。由表1可以看出：(1)当转速为100 r/min时，1#轴颈晃度偏大，超过100 μm；(2)当转速为3 000 r/min时,1#轴承两个方向的轴颈振幅分别达到了336 μm和290 μm。(3)根据100 r/min和3 000 r/min下间隙电压变化，计算出升速过程中1#轴承轴颈在水平方向偏移了372 μm，垂直方向偏移了256 μm。

表1 原始振动数据

图4、图5给出了1#轴承升速过程中轴颈振动随转速的变化情况。从图4和图5可以看出，在临界转速时轴颈的振动很大，从临界转速至3 000 r/min其一直处于较高值。

图4 1#轴承轴颈垂直振动波德图

图5 1#轴承轴颈水平振动波德图

3 润滑理论分析

现根据滑动轴承润滑理论对轴瓦碎裂原因进行分析。如图2所示，该轴承轴瓦由两块构成，两轴瓦的中心O1和O2与轴承中心O间有预偏心距δ。偏心旋转时，上、下两瓦均可能有收敛形间隙。轴颈旋转，轴颈和轴瓦之间应有足够的油膜厚度[1]。监测轴承油膜厚度可以有效地反映轴承工作状态。

3.1 轴承最小油膜厚度计算和监测

当轴颈中心处于轴承中心O时，在轴颈两侧测出的间隙为最大间隙cmax，通常称为侧隙，近似等于瓦弧半径与轴颈半径之差c，即cmax≈c。

在轴承顶部测出的间隙为最小间隙cmin，通常称为顶隙，即cmin=c-δ(δ为预偏心距)。

该轴承最小油膜厚度大多发生在下瓦。动态下下瓦最小油膜厚度为

h1min=c-e1,

式中：e1为轴心相对于1#轴承轴瓦中心的偏心距。

图6 动态下轴颈中心位置示意图

通过监测动态下轴颈的间隙电压，可以监测轴颈与轴瓦之间的最小油膜厚度，从而有效地反映轴承工作状态。

3.2 油膜厚度的影响

高速旋转时，在油的挤压作用下，轴承可以等效为一个刚度和阻尼系统。作用于轴瓦上的动态力与轴颈振幅成正比。轴颈振幅越大，作用力越大。油膜厚度过薄则油膜不能有效地起缓冲和阻尼作用[2]。

图7给出了某椭圆轴承无量纲刚度系数随偏心率的变化情况。图中k11为x方向的无量纲油膜刚度系数;k12，k21为无量纲交叉刚度系数;k22表示y方向的无量纲刚度系数。由图7可以看出，随着偏心率的增大，油膜的无量纲刚度系数非线性增大。这表明，在同样振幅下，偏心率越大，油膜厚度越薄，作用在轴瓦上的激振力越大，越容易导致轴瓦碎裂。

偏心率图7 无量纲刚度系数随偏心率的变化

由上述分析可知，最小油膜厚度对于轴承的安全、稳定和可靠运行至关重要。

4 故障原因和处理措施

4.1 轴瓦碎裂原因

从表1可以看出，3 000 r/min时轴颈在水平方向偏移了372 μm，垂直方向偏移了256 μm，由此算出3 000 r/min时的最小油膜厚度仅为30 μm。按照轴承设计标准要求，最小油膜厚度不能低于60 μm。显然，目前状态下的最小油膜厚度无法保证轴承安全运行。

综合以上分析可以认为， 1#轴承轴瓦碎裂的原因主要有：(1)轴颈振动过大导致轴瓦承受较大的交变载荷；(2)轴颈水平偏移量过大导致油膜厚度过小；(3)轴颈晃度较大。

4.2 采取的措施

4.2.1 调整轴系中心

调整轴系中心，尽可能减少轴颈晃度。小修中将3#轴承标高抬高100 μm，以减轻1#轴承载荷，同时将1#轴承顺旋转方向水平移动100 μm。

表2给出了小修结束后的开机测试数据，可以看出：低转速下的轴颈晃度有所减小，升速过程中1#轴承轴颈在水平方向偏移了269 μm，垂直方向偏移了192 μm，偏移量较之前明显减小，此时计算得出的最小油膜厚度明显增加，为77 μm；调整后1#轴承轴颈振动也有一定程度的减小，但仍然偏大，接近GB/T 11348.2—1997规定的轴颈振动跳机保护值。

表2 小修后测试数据

4.2.2 现场动平衡

为进一步减少1#轴承的轴颈振动，确保轴瓦不再碎裂，对机组进行高速动平衡。

第1次动平衡在汽轮机末级叶轮上进行，加重488 g∠180°后，1#轴承轴颈振动明显减小，但3#轴承轴瓦振动增大，两者难以兼顾。

第2次平衡在对轮上进行，加重550 g∠350°后，3#轴承轴瓦振动明显减小，但1#轴承轴颈振动明显增大，两者仍难以兼顾。

第3次平衡在发电机两侧进行，在3#，4#轴承两侧分别加重300 g∠315°和300 g∠135°后，轴系各点振动均明显减小，取得了很好的平衡效果。动平衡过程见表3。

表3 动平衡过程各处的振动 μm∠(°)

动平衡后，再次测试机组升速过程中1#轴承轴颈间隙电压的变化情况，发现满负荷状态下， 1#轴承轴颈在水平方向偏移了167 μm，垂直方向偏移了142 μm，计算得最小油膜厚度为133 μm。垂直偏移量和水平偏移量较检修前明显减小，最小油膜厚度进一步增加。按照轴承设计准则，保证了轴瓦与轴颈之间有足够的油膜厚度。