干熄焦汽轮机膨胀不畅的原因分析与处理

2020-07-24文小波

冶金动力 2020年6期

文小波

（湖南煤化新能源有限公司，湖南娄底 417009）

1 概述

湖南煤化干熄焦汽轮机型号为N25-8.83/1.1，发电机型号为QF-W25-2，额定负荷25 MW，2012年投运，实际平均负荷20 MW左右。汽轮机和发电机转子采用刚性对轮连接，共四道轴承，其中1、2号轴承支承汽轮机转子，3、4 号轴承支承发电机转子，2、3号轴承坐落在排汽缸上，轴系结构如图1。

图1 汽轮发电机组轴系结构示意图

该机组在投产后2 年时间发生过主油泵碰磨、停机抱轴、汽封碰磨、振动大等多起事故，很长一段时间这些事故的原因都未能得到查明。特别是振动问题一直困扰着机组运行，汽轮机后轴承振动达55～70 μm，振动不稳定，发生过1 次振动超过75 μm 跳机。为分析振动原因，采用启停机操作和带负荷运行中多次进行测试分析，逐步查明了振动大的根本原因。

2 机组振动大原因分析

2.1 振动特点

在开机过程中用VM9503 双通道振动分析仪对相关数据进行了采集。

①不同工况下各瓦振动主要是基频成份，因此从振动性质来说属于普通强迫振动；

②在空载和带负荷过程中，2#轴承振动逐步增大。据运行记录该机在冷态开机达3000 r/min 时，1#、2#轴承振动均很小，分别为7 μm 和22 μm；在空载稳定一段时间（约20 min），1#、2#轴承振动均有上升趋势，1#轴承振动从20∠179上升至25∠180，2#轴承振动从32∠352 上升至42∠352；并网后在加负荷过程中2#轴承振动一直呈爬升趋势，约1 h 从42∠352升至52∠345，1#轴承振动有降低趋势，从25∠174 逐步降至21∠165；1 h 后趋于稳定，负荷降低到零时也无明显变化。

③振动变化过程中，1#、2#轴承振动相位均有一定波动，波动范围在15°左右。

④停机过程中，过临界转速的振动值比开机过程明显大。

⑤带负荷运行中振动不稳定，2#⊥振动与负荷变化有关，在某一工况下，负荷增大，振动降低，负荷减少，振动升高，振动变化滞后于负荷变化。

⑥随着时间增加，不稳定强迫振动增加。振动与机组的受热状态有关。

2.2 振动原因分析

机组振动在并网前持续爬升，显示与机组热状态有关，初步分析两方面原因：①转子发生热弯曲；②汽缸膨胀不畅和变形的影响。如果汽轮机转子存在热弯曲，有功负荷减小后，振动应该减小，但减负荷过程中振动并未出现明显变化，甚至在某些减负荷的情况下振幅反而有上升的情况，因此振动异常的原因只可能是汽缸不畅和变形引起的。为证实汽缸确实存在膨胀不畅和变形的情况，在一次冷态开机带负荷过程中在前轴承箱打百分表，用以监视前轴承箱两侧轴向膨胀差和左右膨胀差，见表1。

表1 前轴承箱轴向和左右膨胀数据

从表1 可以看出，机组轴向和左右均存在膨胀差，轴向膨胀差0.9 mm，左右膨胀差0.8 mm，一般理论上只要膨胀差超过0.3 mm就可以认为汽缸膨胀偏斜。同时观察到后座架一侧横销前后膨胀一凸一凹，另一侧则相反，明显感觉汽缸承受过大的侧向力。因此基本可认定机组存在膨胀不畅，其振动机理是膨胀不畅导致后轴承座与台板出现间隙，使支撑刚度降低，导致机组振动增大，同时膨胀不畅会改变动静部件之间径向、轴向间隙，最严重的后果是导致动静部分摩擦。上述机理分析也可一定程度解释主油泵碰磨、停机抱轴、汽封碰磨等事故的原因。

3 处理措施

3.1 处理膨胀不畅的措施

(1)连续运行。许多膨胀问题是由于滑销系统存在临时性卡涩引起的，经过一段时间运行后，这种卡涩可以自动疏通；

(2)平衡。存在膨胀问题时，虽然膨胀导致支撑刚度降低，但是如果不存在激振力，即使轴承座刚度很低，也不会产生振动，因此通过平衡可以使振动得到改善。

(3)转入检修。如果通过连续运行和平衡都不能彻底解决问题，则需考虑转入大修彻底消缺。

3.2 现场动平衡调查

考虑到发电机前轴承（3#轴承）与2#轴承均座落在排气缸上，振动相位接近，决定对发电机转子进行现场轴系动平衡，在降低3#轴承振动的同时使2#轴承振动降低。

(1)振动测量

在半热态开机过程用VM9503 双通道测振仪测得有关转速的振动见表2，在3000 r/min测量2#⊥为37∠355。

表2 半热态开机振动（单位：振动μm∠°；转速r/min）

(2)动平衡过程

根据所测得的相位及图2 所示的速度、光电传感器相对位置，估算出试加重位置，3#侧平衡槽内加重位置为贴光靶处顺转向100°，4#侧与3#侧相差180°，试加重大小为每侧176 g（2块），加上试重后测得振动见表3 所示，同时在3000 r/min 时测得2#⊥为24∠346。

图2 光电传感器相对位置示意图

表3 试加重量后振动测量结果（单位：振动μm∠°；转速r/min）

由于是反对称加重,所以对通过临界转速影响不大。

试加重量后测得的振动与起始振动相比较进行动平衡计算，计算结果见表4（以3#⊥为准）。

表4 动平衡计算结果（振动μm∠°；转速r/min）

以2#⊥为准，进行计算得G=481∠30。

加重后测得的振动见表5，在3000 r/min时候测得2#⊥为11∠266。1#⊥为7 μm，考虑到振动均较小，至此动平衡工作结束。

（3）带负荷后振动测量

带负荷21835 kWh，测得1#⊥为14∠181，2#⊥为33∠343，3#⊥为15∠33，4#⊥为15∠331，带负荷的过程中2#⊥振动不断加大，与平衡前规律相似，由于空载时振动已减少，振动增大后，基频振动未超过35 μm，平衡后3#⊥振动已降至20 μm 以下，4#⊥振动虽有一定的增加，但也在20 μm以下。

表5 调正重量后的振动（单位：振动μm∠°；转速r/min）

3.3 下缸调整

利用某次干熄焦炉停产检修，停机对机组彻底消缺。机组解体后对数据重新进行了测量，发现以下缺陷：

（1）前汽封洼窝中心左右数值相差1.42 mm。

(2)发电机前轴承挡油环洼窝偏差0.35 mm。

(3)在起吊下汽缸后，发现前猫爪定位销全部折断，经过分析认为，汽轮机在膨胀或收缩过程中，由于汽缸偏斜，前箱受到扭转应力，将定位销拉断。

(4)高压缸内汽封磨损严重。

(5)汽轮机后汽缸导板没有进行二次灌浆，螺丝松动。

(6)后座架左侧台板接触面积约20%，右侧仅10%。通过塞尺测量，间隙最大处达0.3 mm。

从上述数据可以明显看出机组确实存在跑偏，同时存在碰磨。通过分析认为机组汽缸偏移、振动大是由于汽轮机下汽缸在安装过程中存在重大缺陷而导致的。要彻底解决问题，须将汽轮机下汽缸全部吊起，重新调整定位。

具体步骤：

（1）先将发电机转子向外部分抽出以不影响汽缸起吊，在联轴器侧使用坚实的枕木支撑，另一侧仍由发电机后轴承支撑。

（2）使用两侧前猫爪顶丝将前汽缸顶起，使其脱离前猫爪横向定位键，然后行车大勾悬挂2 台10 t 手拉葫芦，用手拉葫芦将后汽缸吊起，使后汽缸脱离左右两侧横向键。对前汽缸使用钢丝绳，后汽缸继续使用手拉葫芦，将整个汽缸调整水平，缓慢吊起。

(3)吊至一定高度后，拆除前汽缸垂直键和后汽缸导板。清理后台板接触面上及前猫爪横向键上的锈蚀和氧化皮，使其在键槽内活动自如不卡涩。

(4)将松动的后汽缸导板拆下，用汽油清洗干净，将基础附近的杂物清理干净，用电锤将基础表面浸透油污的水泥全部打掉。

(5)在后汽缸台板上部接触面，涂抹一层红丹粉，然后对准原安装位置缓慢落下，使用撬棍或者千斤顶吊起下汽缸。查看汽轮机后台板下部接触面的红色印记，根据印记用角向磨光机普通砂轮片进行打磨处理。在磨掉印记后，再向外扩展约1 cm范围，直至整个台板面接触约70%且分布均匀，再采用砂布材质的百叶轮进行中磨，直至整个台板面接触约80%且分布均匀，最后采用油石加汽轮机油进行细磨。

(6)在接触面均匀地涂抹一层二硫化钼粉末，用布条用力涂擦，清除剩余粉末，起到润滑和防锈的作用。

(7)回装后汽缸导板，要求留有一定活动量，在汽缸最终定位后再进行紧固，提前做好二次灌浆的模板。

(8)在台板研磨完毕以后，将下汽缸初步定位，然后将发电机转子穿回，汽轮机下汽缸使用假轴进行联轴器找中心，同时一并考虑汽封洼窝中心调整、前汽缸垂直键定位、后汽缸导板定位和后汽缸横向键定位等。

（9）将下隔板、下汽封装入下汽缸，吊入汽轮机转子，进行轴封间隙的调整、通流部分间隙的测量调整、联轴器中心的调整。

（10）在回装过程中，要注意汽缸水平、转子扬度、汽封洼窝、联轴器中心的变化和负荷分配等问题。