基于单轴布置的联合循环电站轴承振动研究

刘 杨，邹 东，冯 利，许永强

(1.华北水利水电大学，河南 郑州 450011;2.华能河南中原燃气发电有限公司，河南 驻马店 463000)



基于单轴布置的联合循环电站轴承振动研究

刘 杨1,2，邹 东2，冯 利1，许永强1

(1.华北水利水电大学，河南 郑州 450011;2.华能河南中原燃气发电有限公司，河南 驻马店 463000)

V94.3A型燃气—蒸汽联合循环机组采用单轴布置，汽轮机运行时高压缸前轴承振动较大。对此借助汽轮机TDM在线监测系统分析振动频谱图和轴心轨迹图，发现轴承存在半速油膜涡动现象。依据现场布置状况研究振动产生原因，探讨轴承振动危害，并结合机组实际情况，提出控制轴承振动的合理措施，为类似发电机组振动处理和研究提供借鉴。

振动；油膜涡动；原因分析；危害；控制措施

燃气—蒸汽联合循环发电技术具有高效清洁等特点，在我国发展十分迅速。某电站燃气轮机为SGT5-4000F型单轴、单缸、轴向排汽、简单循环机组，由德国SIEMENS公司制造；汽轮机型号为TCF1，额定功率为135.8 MW，型式为双缸轴向排汽，由上海汽轮机有限责任公司生产；发电机型号为THDF108/53，采用水—氢—氢冷却方式，由上海电气集团股份有限公司生产。机组轴系由燃气轮机转子、发电机转子、汽轮机高压转子、中低压转子以及8个支持轴承组成。汽轮机采用三支撑结构，燃气轮机和发电机采用双支撑结构，汽轮机和发电机转子之间采用SSS离合器连接。轴系简图如图1所示。

油膜涡动是一种自激振动，维持振动的能量由转子轴承系统(含润滑油)在自身旋转中产生，不断提供能量且与外界无关。机组轴系6号轴承是汽轮机高压缸前轴承，轴承内含有5块瓦。可倾瓦轴承主要由轴承体、两侧油封和瓦块构成。当机组转速或负荷等运行条件变化时，瓦块在轴承体支撑面上自由摆动，形成最佳润滑油楔。

图1 机组轴系简图

可倾瓦轴承理论计算表明，在忽略瓦块质量和支点摩擦力情况下，其交叉刚度为零，不可能产生油膜涡动。瓦块可自由摇摆，油膜力能自动调整通过轴心与载荷共线，消除切向油膜分力，从根本上铲除涡动产生的推动力。但是，实际使用中往往出现某些与设计条件不符的情况，如支点摩擦力、轴承紧力不当及润滑油粘度过大等，可倾瓦轴承也可能发生油膜涡动。自电站投产运行以来，6号轴承振动一直异常，有时在离合器啮合后振动急剧增大，有时在运行中突然恶化[1]。分析汽轮机TDM系统，振动特征主要表现为半速油膜涡动现象，对机组安全稳定运行造成威胁。

1 油膜受力状况

轴在轴承内作偏心旋转，携带润滑油流动的流速缓慢下降，轴颈从油楔中间隙大的地方带入的油量大于从间隙小的地方带出的油量。由于液体不可压缩，多余的油将推动轴颈前进，形成与轴旋转方向相同的涡动运动，涡动速度即是油楔本身前进的速度。轴颈涡动轨迹方程如下：

x=asinωt

(1)

y=bsin(ωt+φ)

(2)

式中：a为在x方向上的幅值，m；b为在y方向上的幅值，m；ω为角速度，rad/s；t为时间，s；φ为相位角，rad。

轴承的油膜可视为弹性体，具有刚度和阻尼。油膜刚度为转子单位位移变化所引起的油膜力变化，有4个刚度系数kxx,kxy，kyy和kyx；油膜阻尼为转子单位速度变化所引起的油膜力变化，也有4个阻尼系数cxx，cxy，cyy和cyx。其中，kxy和kyx称为交叉刚度，是引起油膜涡动的根本原因。油膜力方程如下：

fx=kxxx+kxyy+cxxx&+cxyy&

(3)

fy=kyxx+kyyy+cyxx&+cyyy&

(4)

油膜涡动是由径向滑动轴承油膜力产生的一种涡动。当转子轴颈在动压滑动轴承中稳定运转，轴承的油膜力R与载荷W相互平衡，转子轴心处于某一平衡位置O1。若转子受到扰动离开平衡位置移动到O2，变化后的油膜力R′与载荷W的合力F不再为零。合力F可分解为径向与切向上的2个分力，径向分力Fx与轴颈位移方向相反，将轴颈推回到原平衡位置O1处，是一种弹性恢复力；切向分力Fu与轴颈位移方向垂直，推动轴颈围绕平衡位置O1继续旋转，产生涡动趋势，这种涡动称为油膜涡动，Fu称为涡动力。

2 振动原因分析

机组安装由VM公司生产的汽轮机安全保护系统(TSI系统)，监测1—8号轴承X、Y方向的相对轴振动[2]。对于可倾瓦轴承，如果轴颈受到的涡动力小于油膜阻尼力，轴心涡动所形成的轴心轨迹收敛，涡动减小；如果涡动力等于油膜阻尼力，轴心轨迹不再扩大并成为封闭图形，涡动稳定；如果涡动力超过阻尼力，轴心轨迹发散，涡动不稳定。借助汽轮机TDM在线监测系统，对高压缸前轴承振动数据进行采集与分析，发现其振动特征表现为存在一定基频和较大的半倍频成分，可判断轴系6号轴承存在油膜涡动现象[3]。

2.1 设计制造

6号轴承振动既有基频成分也有低频成分，就振动性质而言，前者属于强迫振动，与转子平衡状态和轴系连接等状况有关；后者属于自激振动，与轴承稳定性有关。轴承稳定性与其自身安装参数有关，包括轴承尺寸、长径比、承载和间隙等。若设计不当，运行时会发生强迫振动或自激振动；若其结构不合理，应力会集中；若热膨胀量计算不准确，会导致热态对中不良；若零部件加工制造不良、精度不够、零件材质不良或强度硬度等不足，会形成制造缺陷。

汽轮机属双轴三支撑结构，很难完成各轴承负荷分配，高压缸为单缸单轴，质量较小且无外挂阻尼。6号轴承本身油膜阻尼偏低，稳定性不足[4]，抗干扰能力差是振动大的内在原因。西门子公司生产的国内同类机组普遍存在轴瓦垂直刚度与交叉刚度不足及轴瓦稳定性余量设计不足等问题。

2.2 操作运行

转子转动时受离心力、油膜力和蒸汽力共同作用，蒸汽力是导致汽流激振的主要原因，离心力与转子质量分布有关，油膜力可从压力表直观读出。机组运行过程中，若其工艺参数(介质的温度、压力、流量、负荷等)偏离设计值，会造成机器运行工况不正常[5]。若机器在超转速、超负荷下运行，会改变机器的工作特性，运行时导致振动恶化的因素主要如下：运行点接近或落入临界转速区；润滑或冷却不良；转子局部损坏或结垢；启停机或升降速过程操作不当，暖机不够，热膨胀不均匀或在临界区停留时间过久。

2.3 设备劣化

机组长期运行，转子挠度增大或动平衡劣化；转子局部损坏、脱落或产生裂纹；零部件磨损、点蚀或腐蚀；配合结合面受力劣化，产生过盈不足或松动；设备基础沉降不均匀，部件壳体变形等都会造成振动变大。

3 油膜涡动危害

3.1 轴承零部件损坏

汽轮机运行时，6号轴承振动较大，可倾瓦块乌金出现碎裂、脱落等现象。轴瓦油压难以建立，汽轮机停运前后盘车不能正常投入，对汽轮机转子和轴颈安全造成严重威胁。轴承振动大，可倾瓦块定位销折断、测温元件被瓦块错位剪断，导致部分轴瓦温度失去监控，可能触发机组保护动作。汽轮机大修时，发现7号轴承下部巴氏合金脱落，轴承内表面损坏严重。

3.2 轴端汽封和挡油环磨损

轴承油膜涡动现象会造成轴端汽封冲蚀、磨损；低压缸排汽端[6]轴封间隙增大，导致凝汽器真空降低，汽轮机效率下降。为避免上述问题，将轴封蒸汽供应系统压力由原设计的20 kPa增至50 kPa，低压缸的轴封供汽量增加。汽轮机大修时，发现中压缸及高压缸的轴端汽封磨损非常严重；汽轮机各轴承外部挡油环都存在不同程度磨损，其中7号轴承处磨损最为严重。

3.3 汽轮机附近设备振动大

振动具有可传递特性，6号轴承振动较大，引起汽轮机高压主汽门和调门振动大，发生高压主汽调门阀杆断裂和油动机活塞杆断裂，影响高压缸进汽量调节，严重危及汽轮机安全运行。汽轮机运行时，再热主汽调门振动较大，振动现象在油动机上表现最为明显。汽轮机各进汽门振动较大，造成与之相连的抗燃油管路接头断裂、抗燃油泄漏等问题。轴承振动大，导致热工取样管接头、热工或电气设备接线松动、断裂，测点发生故障，使发电机励磁存在碳刷跳动、电流分配不均匀、滑环超温等安全隐患。

4 振动控制措施

4.1 调整标高，提高轴承稳定性

汽轮机高压转子、中低压转子以及6、7、8号轴承组成“两轴三支点”型轴系，各轴承负载由高、中压转子靠背轮的下张口数值决定。减小6号轴承间隙，提高其承载能力，但要把握好调整量，防止6号轴承标高超过5号轴承，造成5号轴承产生油膜涡动现象。提高8号轴承，有效增大高、中压转子下张口值，最终达到提高6号轴承负载的效果。

7号轴承箱位于两汽缸间，运行中受热膨胀较大，7号轴承标高会提高。若提高量过大，会造成6号轴承负载大幅下降，可采取在7号轴承箱和汽缸之间加装保温护板、改变润滑油压、增设冷却风机等措施，减小7号轴承因受热膨胀而引起的标高变化。

4.2 提高轴承自位能力，增加稳定性

可倾瓦轴承瓦块可在轴承内部自由移动，以提高油膜稳定性。轴承瓦枕底部球面接触情况对于轴瓦的自位非常重要，要保证球面中间均匀接触、两侧微接触，接触面积为70%左右。若轴承长期振动较大，瓦块的背弧面可能会出现磨损而导致其自由摆动能力下降以及轴向不均匀等问题。降低轴承顶隙是抑制油膜涡动的常用手段，可采用较厚的非标瓦块减小轴承顶隙，提高轴承稳定性。若振动较大，可调整顶轴油压力，增加轴承比压，提高轴承油膜刚度，改善振动情况。减小轴承瓦块轴向尺寸和瓦块与轴颈的接触面积，增大轴瓦比压，提高油膜稳定性。

4.3 降低转子、轴瓦本身激振力

汽轮机运行时，若轴系[7]转子动平衡不良，可增加6号轴承振动的工频分量，大大降低转子本身给6号轴承的激振力。在6号轴承处适当扩大其浮动挡油环的径向、轴向间隙，保证轴瓦自位时不与轴颈卡涩，避免轴颈与油环发生动静摩擦时引起的工频振动对轴瓦产生扰动。6号可倾瓦轴承的5个瓦块厚度都要一致，保证各瓦块形成的油膜合力在一个几何中心上，有利于轴承稳定性。机组轴系中心应符合实际要求，避免因数据不良而影响转子对中状况。

5 结束语

燃气—蒸汽联合循环电站作为调峰机组，其轴承振动对机组安全运行造成严重威胁。文中结合现场实际布置及运行状况，借助汽轮机振动故障诊断系统，分析频谱和轴心轨迹等图形特征，发现高压缸前轴承存在油膜[8]涡动现象。针对存在的振动问题，探究其产生原因和带来的危害，并依据实际情况提出可控措施，为电力系统安全稳定运行提供保障。

[1] 杨 军，王中胜.300 MW汽轮机轴承轴振动故障处理[J].东北电力技术，2004，25(1)：40-42.

[2] 武进猛，杨会斌，佘 婷.300 MW机组汽轮机轴瓦振动分析及处理[J].东北电力技术，2016,37(9)：60-62.

[3] 邓 勇，韩 骥.对燃气轮机振动监测的评价[J].燃气轮机技术,1993,6(3)：68-75.

[4] 裴海峰，王守柱，薛晓勇. 670 MW火电机组集电环轴承振动分析及处理[J].东北电力技术，2015，36(10)：45-48.

[5] 郭玉杰,邵荣国,谷保民.某台燃机啮合过程中可倾瓦突发振动的诊断与治理[J].汽轮机技术，2012，54(2)：151-154.

[6] 汪剑波. 燃气—蒸汽联合循环发电机组低压缸轴承振动故障分析[J].燃气轮机技术，2015，28(1)：51-54.

[7] 邓小文,肖小清,张俊杰. 燃气—蒸汽联合循环发电机组轴系配置的思考[J].广东电力,2005,18(4)：1-8.

[8] 张艾萍，谢媚娜，林圣强.椭圆滑动轴承油膜厚度对汽轮机振动的影响[J].动力工程学报，2013，33(9):425-429.

Research on Bearing Vibration of Combined Cycle Power Plant Based on Single Axle Arrangement

LIU Yang1,2, ZOU Dong2, FENG Li1, XU Yongqiang1

(1. North China University of Water Resources and Electric Power, Zhengzhou Henan 450011,China;2. Huaneng Henan Zhongyuan gas power generation Co., Ltd., Zhumadian Henan 463000, China)

V94.3A type gas-steam combined cycle unit adopts single shaft arrangement.When steam turbine running，the front bearing of high pressure cylinder is vibrating high.With help of the TDM on-line monitoring system, the vibration frequency spectrum and the axis trajectory are analyzed.It is found that the bearing has half-speed oil film eddy phenomenon. According to the layout of the scene to study the causes of vibration and exploring the hazards of bearing vibration,it iscombined with the actual situation of the unit.This paper puts forward some reasonable measures to control the vibration of the bearing，for similar collocation of generator sets provide reference vibration treatment and research.

vibration; oil film eddy; reason analysis; harm; control measures

TM621

A

1004-7913(2017)06-0012-03

刘 杨(1990)，男，硕士，研究方向为燃气—蒸汽联合循环发电技术。

2017-02-24)