600MW机组轴系过临界振动故障处理措施研究

浙江国华浙能发电有限公司 胡剑

600MW机组轴系过临界振动故障处理措施研究

浙江国华浙能发电有限公司 胡剑

针对某型亚临界600MW机组启停过一阶临界时，2号、3号轴承振动过大影响启机的问题，通过分析认为2号、3号轴承系统的等效刚度相对较弱是主要原因之一。采用针对性措施后，实现了启动过程中轴振能通过临界转速，为同类型机组处理该问题提供一定的参考。

汽轮机；过临界振动；轴承衬环结构优化；轴承座加固；支承系统等效刚度

轴系过临界的振动主要与不平衡激振力、系统刚度和阻尼等有关[1-3]。国产某型亚临界600MW机组轴系启停机过一阶临界时，存在2号、3号轴承的相对轴振偏大的问题[4-6]（3号轴承尤其突出），甚至影响了机组的正常启动，造成一定的经济损失。以下对该型机组轴系2号、3号轴承（这两个轴承结构相同）的相对轴振难以通过临界转速的主要原因进行分析，并介绍利用该型机组的通流改造机会，采取的三项针对性治理措施。尤其是对轴承衬环的优化及轴承座三角支承加固的措施与以往的研究有所不同。

1 该型机组#3瓦过临界轴振特征

1.1 某电厂2号机组过临界振动特征

2013年11月18日07:36:00，某电厂的2号机组完成A级检修后首次冲转，转速升至接近一阶临界转速1600r/min时，3号瓦轴振达到保护值而跳机；随后两次冲转，汽轮机转速升至1600r/min时，振动保护动作跳机，3Y基频振幅达到325μm；后对3号瓦进行揭上瓦检查，对4号瓦翻瓦检查下瓦乌金情况，拆高中对轮罩检查对轮螺栓情况，经检查未见异常。

2013年11月20日，因过临界的频率以基频为主且相位稳定，反映出不平衡质量是主要激振力。采取动平衡方法，以键相槽为零点，在3瓦侧逆转动方向340°加配重1180g，在4瓦侧逆转动方向340°加配重1173g。加重后于2013年11月21日2:57:00冲转，过一阶临界时，3瓦X、Y方向振动分别为156μm、334μm，所以又打闸停机。停机后对中压转子进行第二次加配重，在3瓦侧120°加配重596g、在4瓦侧120°加配重602g。

2013年11月21日16:00:00，汽轮机冲转过程中3号瓦振动都较平稳，过一阶临界时，3瓦X/Y方向基频振幅分别为89μm/167μm；转速升至3000r/min时3瓦X/Y方向通频振幅分别为66μm/76μm。

表1 某电厂中压转子两侧加重的影响系数

图1 2号、3号轴承及轴承座原结构

动平衡的影响系数见表1，在3瓦侧和4瓦侧加相同的配重，影响系数差别比较大。虽然4瓦结构与3瓦不同，且4瓦侧通过中低对轮与低压转子相连之后，对4瓦的轴振有一定的约束作用，使得4瓦侧对配重没有3瓦侧那么敏感，但中压转子两端加重的影响系数正常情况下不应该相差那么多，反映出3瓦等效支承刚度较弱使其对不平衡质量很敏感。

图2 轴瓦衬环优化之前的结构

图3 轴瓦衬环优化之后的结构

2 故障原因分析

该型亚临界600MW机组的2号、3号轴承均位于轴承座内，由于轴承座包含2号、3号轴承以及推力轴承，2号、3号轴承靠得很近且结构相同，因结构紧凑而且复杂，空间比较狭小，给现场的检修和测量工作带来了一定的困难，容易对检修的质量造成较大的影响。如果现场检修过程中未严格执行轴承的安装工艺标准，将会导致2号、3号轴承过临界的轴振偏大。

多台该型机组检修之后，2号、3号轴承过临界的轴振都是以基频为主，体现出一阶不平衡质量的影响。

另外，中压转子是双分流结构，动平衡过程中在中压转子两侧加的平衡块质量相同，但中压转子两侧影响系数的差别比较大（3号和4号轴承的结构并不相同），3瓦的不平衡响应很敏感，可推断出3瓦的等效刚度偏低，在A级检修过程中产生一定的不平衡质量后会在3瓦侧引起较大的振动。

该型机组2号、3号轴承衬环为四个弧面接触形式，轴承瓦块对轴颈的约束下降，是导致2号、3号轴承等效刚度偏弱的其中一个因素（见图1）。

综上所述，导致该型机组2号、3号轴承过临界的轴振偏大的主要原因包括：支承系统等效刚度较弱、检修后转子的不平衡质量变化。

3 针对性处理措施及效果

因该型机组要开展通流改造，故利用通流改造机会，对该故障进行治理。

3.1 轴瓦衬环优化

因2号、3号轴承衬环刚度较弱，故采用有限元方法计算轴承支架的变形量，并结合该轴承衬环结构的自身特点，对轴承衬环的结构进行优化。如图2所示，原衬环为四个弧面接触形式，安装应力对原衬环的影响比较大，容易变形。

如图3所示，轴瓦衬环经过优化之后，增大了衬环的宽度，使衬环整圈外圆接触。

如图4和图5所示，采用有限元方法计算了轴瓦衬环优化前后的变形量。根据有限元计算结果，轴承衬环改用整圈外圆接触形式后，除确保安装时衬环外圆受力均匀外，还会进一步限制衬环的变形量，相当于提高了刚度。在同样给定0.05mm的过盈量的情况下，再加上转子的静载和动载，整圈过盈的衬环刚性明显好于只有四个弧面接触的原结构。

3.2 轴承座增加三角支承

如图6所示，改造前2号、3号轴承支承采用的是弹性支承，支承板截面最薄处厚度为41.5mm，轴承座的弹性支承刚度相对较弱，因此在弹性支承的侧面增加三角支承，以进一步提高轴承座的刚度。

3.3 提高出厂动平衡要求

图4 轴瓦衬环优化之前的变形量

图5 轴瓦衬环优化之后的变形量

图6 轴承座的弹性支承和新增三角支承

图7 某电厂2号机改造后通过一阶临界转速

该型机组通流改造过程中要更换新的汽轮机转子，故提高新的高、中压转子动平衡出厂要求，要求新的高、中压转子在制造厂高速动平衡过程中3000r/min下的振动＜1mm/s，过临界振动小于制造厂标准的三分之一，尽量减小剩余不平衡质量。

3.4 治理效果

以前面的某电厂2号机为例，处理后的轴承振动见图7，采用针对性措施后，启机过程中，该机组的振动能通过临界转速，其中3瓦过临界时振动通频幅值由370μm降低到232μm。

4 结 论

部分600MW机组在启机过一阶临界时，出现了2号、3号轴承的相对轴振偏大影响机组正常启动的问题。因此从轴承衬环、轴承座的结构、中压转子两端的动平衡影响系数等方面进行了分析，认为主要原因是2号、3号支承系统的等效刚度较弱、检修过程中转子不平衡质量的变化。利用通流改造的机会，采用有限元方法对轴承的衬环结构进行优化，并在轴承座增加三角支承、提高出厂动平衡精度，实现了该型600MW机组启动过程中2号、3号轴承的相对轴振能通过临界状态，为同类型机组处理该问题提供一定的参考。

[1] 张学延.汽轮发电机组振动诊断[M].北京：中国电力出版社，2008.

[2] 张学延，张卫军，周亮，等.国产600MW超临界汽轮发电机组振动问题分析及处理[J].热力发电,2006,35(7):44-47.

[3] 张学延，史建良，李德勇.国产600MW汽轮发电机组振动问题分析及治理[J].热力发电，2009,38(9):1-6.

[4] 刘树鹏,王延博,宋文希,等.某电厂600MW机组差胀、振动故障诊

断及处理[J].汽轮机技术,2014,56(6):467-468.

[5] 刘树鹏,何国安,张学延.某电厂600MW机组振动故障诊断及处理[J].汽轮机技术,2012,54(6):467-468.

[6] 陆颂元.600MW汽轮发电机组振动缺陷剖析[J].汽轮机技术,2008,50(2):131-133.

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