西门子技术超超临界660 MW汽轮机振动分析及处理

范川

(湖南华电常德发电有限公司，湖南常德415001)

某电厂2×660 MW机组汽轮机采用上海汽轮机有限公司和德国西门子公司联合设计制造的N660—25/600/600型超超临界、一次中间再热、单轴、四缸四排汽、双背压、反动凝汽式汽轮机。两台机组于2015年底投入运行。

该机型汽轮机由4个汽缸组成，1个单流高压缸、1个双流中压缸、2个双流低压缸。轴承则采用N＋1型单轴承支撑结构 (图1)，即4根转子5个轴承支撑，其中高压转子由两个轴承支撑、中压转子及两个低压转子各由1个轴承支撑。这种支撑形式，可以有效地减少基础变形对轴承荷载和轴系对中的影响，使机组轴系对中更加容易，但同时也使得轴承安装要求非常严格，受施工工艺水平影响较大。目前已投运的西门子超超临界机组中，很多机组均出现了不同程度的轴系振动问题〔1〕。

图1 西门子技术超超临界660 MW机组轴系结构

该厂1号机组也出现了较严重的振动问题。其中1号轴承在330～380 MW负荷段时，X向最大轴振甚至达到了320 μm，该型机组绝对振动进停机保护，轴振只作为振动监视参考，严重影响机组安全运行。

1 停机翻瓦检查情况

2016年11月，利用机组停机消缺机会，对1号轴承进行了翻瓦检查，检查发现1号轴承存在较严重的问题:

1)1号轴承整体逆时针旋转移位，轴承横向偏向汽侧、纵向向励端倾斜。

2)上半轴承励端、下半轴承左侧偏磨严重，轴承瓦枕右侧处于单面摩擦状态、轴承支座右侧有较深的刮痕。

3)轴承球面体及瓦枕电腐蚀严重，转子轴颈处也有电腐蚀现象。

2 振动故障原因分析

2.1 翻瓦前TDM振动数据分析

由于该轴承振动幅值变化重复性不强，本次选用轴承翻瓦检查前某次报警的数据来进行分析。振动数据见表1，振动频谱及波形如图2、3所示。

表1 振动数据表

图2 轴振频谱

图3 轴振波形

可以看出，振动有下列特征:

1)振动异常时，频谱中0.5X幅值达175 μm，1X幅值达177 μm，同时伴有较小的1.5X、2X、2.5X、3X、3.5X、4X等谐波，可能存在转子碰磨或轴承磨损、 松动〔2〕。

2)振动频谱中一倍频幅值较大，可能有转子不平衡或热弯曲存在。

3)振动频谱中0.5X分量达175 μm，可能为汽流激振或油膜涡动。但该机型采用全周进汽，在不开补汽阀的情况下一般不会因汽流激振诱发低频振动〔3〕，故可排除汽流激振原因。

2.2 负荷影响分析

该轴振与负荷变化关系明显。从图4负荷—振动—轴瓦温度关系图上可以看出:当负荷降低时，轴承左前下部温度开始升高，轴振动也开始增大，振动增大过程滞后约2～3 h；当负荷开始升高时，轴承左前下部温度开始降低，轴振动也同步减小。结合轴承解体情况，其原因可能为轴颈与轴瓦摩擦。

图4 负荷—振动—轴瓦温度关系

当机组负荷降低时，轴承载荷降低，轴承稳定性变差，同时转子中心上升，上半轴承励端、下半轴承调端与转子之间的间隙变小，油膜变薄。由于此时轴承各处油膜厚度不均，油膜发生半速涡动，轴瓦温度升高。此时轴颈发生暂态热弯曲、振动增加〔4〕，严重时转子与轴瓦之间产生碰磨，振动大幅上升。当机组负荷增加时，高压缸进汽量增加，轴承载荷增加，此时轴承稳定性变好。同时转子中心下降，轴承与转子间间隙恢复，油膜趋于稳定，轴承温度降低，轴承振动幅值亦随之减小。

2.3 轴承偏斜原因分析

汽轮机安装时，轴承两侧插片间隙及轴承防跳间隙较大，具体位置如图5、6所示，转子在高速运行时对轴承产生一个逆时针的切向力，使得轴承逆时针旋转并向右侧偏斜。当该间隙偏大时，轴承会产生较大位移，并造成轴承不能回位至原来位置。再加上轴承球面体及瓦枕电腐蚀问题，进一步加重了轴承偏斜程度，并导致轴承与转子不对中、轴承发生偏磨。

图5 轴承插片间隙图

图6 轴承防跳间隙图

2.4 轴承及瓦枕电腐蚀原因分析

轴承发生电腐蚀主要是由轴电压引起的。诱发轴电压的原因很多，主要有静电荷引起的轴电压、磁不对称引起的轴电压、静态励磁系统产生的高频轴电压、剩磁引起的轴电压等〔5〕。

该厂轴承电腐蚀发生在轴承处，其离发电机较远，且低压缸与发电机之间的5号轴承处设置了接地碳刷，经检查该处接地碳刷接触良好，故轴电压产生的原因主要是静电荷引起的轴电压。结合转子与轴瓦碰磨这一现象进一步分析，汽轮机转子高速旋转时，蒸汽与叶片相互摩擦使得高压转子上累积了大量的静电荷，当1号轴承与转子碰磨时静电荷击穿油膜绝缘，导致轴承发生电腐蚀。

3 振动故障处理

根据翻瓦检查情况及振动原因分析，针对轴承碰磨和油膜涡动两大原因制定了如下处理措施:

1)因原轴承电腐蚀及单面磨损严重，轴承稳定性及自位能力已无法保证，本次处理时直接对原轴承整体进行了更换，并对轴承支座进行研磨。

2)调整轴承相对于转子的中心，恢复轴承两侧间隙均匀，以使运行中的油膜厚度均匀。

3)为防止轴承再次旋转偏斜，调整轴承两侧插片间隙，将其恢复至0.01～0.03 mm，按最小值0.01 mm进行调整，调整轴承两侧防跳间隙，将两侧防跳间隙从设计值0.20～0.25 mm，调整至0.15 mm。

4)为增加轴承稳定性，增大轴承载荷，将轴承标高上抬0.10 mm，同时将轴承顶隙从设计值0.30～0.37 mm，实际调整至0.28 mm。

4 处理后运行情况

按上述故障处理方案对轴承进行了更换及间隙调整，机组启机后带负荷运行后，轴承振动正常，轴振合成值最大值为72 μm，振动处理效果良好。另外，根据2017年4月该机检查性大修时对轴承的检查情况看，处理后的轴承除上半轴承有轻微摩擦外，未发现轴承偏斜及电腐蚀等其他问题。修前修后主要数据对比见表2。

表2 修前修后主要数据 mm

5 结论

1)西门子技术超超临界汽轮机因其独特的轴系和汽缸结构、配汽方式，其性能 (特别是经济性)有着巨大的优势，但在运行中也存在较多问题。本次对某电厂轴承振动问题的处理效果良好，其处理方法对同类型机组有一定的借鉴作用。

2)由于单支撑轴系相邻各转子振动特性相互耦合，转子间相互影响较双支撑结构机组明显增大〔1〕，因而需在机组大修时对其他轴承进行检修，以将整台机组振动控制在优良范围内。

3)轴承振动仅从检修方面进行分析处理，但在运行过程中可明显观察出该轴承振动幅值受运行参数影响较大，因而需在运行过程中进一步摸索各运行参数对振动的影响。

〔1〕崔亚辉，姚剑飞，张俊杰，等.1 000 MW汽轮机组N＋1支撑轴系的不平衡振动特性研究 〔J〕.中国电力，2015，48(10):1-5.

〔2〕陈长征，胡立新，周勃费，等.设备振动分析与故障诊断技术〔M〕.北京:科学出版社，2007.

〔3〕浙江省电力试验研究院.单支撑超超临界百万机组振动技术研究报告 〔R〕.2010.

〔4〕张学延，张卫军，葛祥，等.西门子技术1 000 MW超超临界机组轴系振动问题 〔J〕.中国电力.2012，45(5):68-72.

〔5〕王宇.大型汽轮发电机轴电压及轴瓦电腐蚀研究 〔D〕.保定:华北电力大学，2009.