某600 MW超临界汽轮发电机组轴系振动异常分析及处理

郭 嘉，何新荣，谭 锐，傅行军

(1.国能南京电力试验研究有限公司，江苏 南京 210046；2.东南大学火电机组振动国家工程研究中心，江苏 南京 210096)

振动是保证汽轮发电机等大型旋转机械安全稳定运行的一个重要因素[1]，是评价机组检修质量好坏的一个重要指标。某些电厂传统观点认为检修后的机组振动应该比检修前好，至少也应该维持在检修前水平，然而在现场处理振动问题时，不可避免会遇到检修后出现振动异常的现象。检修后影响振动的因素很多，其中轴系质量分布改变是常见的一种因素[2]，轴系质量分布改变破坏了机组原有的平衡，新的不平衡在旋转状态下会产生附加不平衡力，该力可导致机组振动异常。

本文针对某600 MW机组检修后振动异常现象，分析原因并提出处理方案，最终使机组顺利定速带负荷运行。

1 机组振动异常概述

某电厂一期工程2号机组汽轮机为上海汽轮机厂有限公司生产的N600/24.2/566/566型超临界中间再热凝汽式汽轮机，该汽轮机为反动式、单轴、三缸四排汽结构；发电机为上海电机厂有限公司生产的QFSN-630-2型发电机。汽轮发电机轴系由高中压转子、2根低压转子、发电机转子和励磁机转子共5根转子及9个支撑轴承组成，轴系支撑如图1所示。高中压缸轴承座采用落地结构，低压缸轴承与相关的低压外缸组合一体，为座缸式轴承座。

图1 轴系结构

该机组2020年10月检修前各轴承振动良好，检修期间主要进行了低压缸通流间隙调整，联轴器连接时确保联轴器的张角、轴系同心度等参数都在检修标准范围内。

11月18日机组检修后首次启动，在冲转过程中，发现转速低于2300 r/min时，机组各轴承振动良好，继续升转速后，2号、3号、4号轴承出现振动快速爬升。定速3000 r/min后，2号、3号、4号轴承振动明显偏大，振动数据如表1所示。随后进行约5 h空载暖机电气试验，电气试验结束后机组停机，测试得到机组停机过程的伯德图，如图2—图5所示。

表1 空载机组定速振动数据 单位:通频/工频μm/μm∠°

图2 1号轴承停机伯德图

图3 2号轴承停机伯德图

图4 3号轴承停机伯德图

图5 4号轴承停机伯德图

2 原因分析

由现场采集数据可知，检修后定速期间2号、3号、4号轴承振动出现异常，机组振动以工频振动为主。初步分析振动异常是由于低压缸通流间隙调整，机组存在摩擦导致，采用动静磨合的方式进行处理，但是机组轴系振动保持相对稳定，没有摩擦故障的特征。

该机组检修前振动保持良好，检修过程中只进行了低压缸通流间隙调整，未进行影响转子平衡(直轴、叶片的更换)及影响支撑特性的检修工作。由于2号、3号轴承振动均偏大，振动相位基本一致，并且检修期间进行了联轴器重新连接，因此对联轴器进行检查，如表2所示。

表2 检修前后联轴器参数对比 单位：mm

由表2可知：①检修后联轴器的各项参数都在技术要求范围内；②检修前后联轴器连接参数改变较多，转子高低差比检修前增大约0.3 mm，联轴器右张口比检修前增大约0.07 mm。分析是由于检修前后联轴器连接状态改变导致轴系振动响应变化。

联轴器连接影响轴系对中状态，文献[3-4]说明联轴器连接状态改变不仅影响轴系二倍频响应，也影响工频成分响应，原因是由于轴系质量分布改变。由伯德图可知，3号、4号轴承在2892 r/min存在明显波峰，表明低压缸转子的二阶临界转速距离工作转速非常近。由振动力学知识可知，临界转速附近转子系统的振动响应敏感[5]。

综合分析本次检修后机组振动异常原因:①联轴器连接状态改变影响了机组原有轴系质量分布;②低压缸转子振动不平衡响应非常敏感，轻微质量分布改变可引起振动响应显著变化。

3 振动处理

3.1 处理方法

本次检修后振动异常，从振动性质上主要为普通强迫振动，由于联轴器连接状态改变，影响了原有轴系质量分布，导致轴系响应异常敏感。鉴于轴系振动保持相对稳定，采用动平衡方式解决，现场采用动平衡方式较多，常用的2种方法为联轴器平衡法及谐响应分析法。

a.联轴器平衡法

在联轴器处加重会对两侧的转子都有影响，一般来说，在联轴器两侧轴承振动都异常且相位同相(相位差小于60°)的情况下，选择在联轴器加重会有较好效果[6]。

本次事故中2号、3号轴承振动较大且相位同相，第一选择是在联轴器上加重。但是现场由于2号、3号轴承之间的联轴器上没有加重孔位；且在联轴器上加重需要停油，并网时间紧迫不能停油且时间长，无法在联轴器上加重。因此采用谐响应分析法。

b.谐响应分析法

根据柔性转子振型特征：一阶振型下，转子两端的振动大小相等，相位相同，转子振动呈现对称分布；二阶振型下，转子两端的振动大小相等，相位相反，转子两端振动呈现反对称分布。

图6 谐响应振动分解图

在满足正交性的条件下，对称分量是由于一阶型式的不平衡分布引起，反对称分量是由二阶型式的不平衡分布引起。施加对称配重消除一阶型式振动，施加反对称配重消除二阶型式振动[7]。

3.2 实际处理

由于3号、4号轴承振动基本以反对称分量为主，结合以往经验可以通过反对称配重处理3号、4号轴承振动。针对1号、2号轴承振动，分解发现其存在等量对称以及反对称分量，需要同时施加对称及反对称平衡量。

由于现场暂时缺少高中压转子的平衡块，先进行低压转子平衡，最后实施方案为3号瓦侧610 g∠95°，4号瓦侧610 g∠275°。加重后振动如表3所示。

由表3可知，反对称加重达到了预期效果，有效降低了3号、4号轴承振动，同时随着3号轴承振动下降，2号轴承振动也有所降低。这也证实了联轴器对轴系振动的影响。

表3 低压缸加重后轴承振动数据 单位:通频/工频μm/μm∠°

针对1号、2号轴承振动，需要同时施加对称以及反对称平衡量。平衡对称分量常用2种方式：①可以在转子两侧同时试加；②在主跨转子的中间部位加重。但是现场发现1号轴承加重人孔无法打开，高中压转子中间部位也无法加重，只能在2号轴承处单侧加重。

单平面加重可以视为同时施加了对称和反对称分量的特例，按照图7方式进行分解。

图7 单平面加重分解示意图

(1)

由振动力学知识可知，在对应的临界转速下相应振型被放大，对不平衡的变化比较敏感。对于汽轮发电机组，由于工作转速大多在一、二阶临界转速之间，平衡对称分量时必须考虑一阶临界转速下的振动数据。

工程实践表明，单平面加重有时很难同时兼顾转子两侧振动以及转子临界转速和工作转速下的振动，经常会出现所谓的“跷跷板”现象。同时单平面加重对振型的正交性要求较大，而且求得的对称和反对称的影响系数发散度有时会较大，使用时需要仔细分析，应慎重使用[8]。

在综合考虑了对称和反对称分量后，发现无法同时兼顾1号轴承的过临界转速以及2号轴承工作转速下振动，最后确定过临界转速下振动不超过200 μm，工作转速下振动不超过100 μm。在2号轴承处加重480 g∠90°，结合变阀位将轴系振动降低至可接受范围内，如表4所示。

表4 处理后轴承振动数据 单位：μm

4 结论

a.联轴器连接影响轴系对中状态，一定程度可导致平衡状态改变。对于不平衡响应敏感的轴系，轻微质量分布改变可导致振动响应显著变化。

b.采用动平衡方式可将轴系振动降低，动平衡方式有联轴器平衡法及谐响应分析法等，现场加重根据实际情况选择。

c.使用谐响应分析法平衡对称分量时，要同时考虑工作转速及临界转速时的振动。

d.对于振动响应敏感的机组，在检修时不仅要保证联轴器连接的各项参数在标准范围内，还要注意检修前后参数的对比，尽可能避免由于检修前后参数大幅改变引起轴系质量分布改变，最终导致振动响应显著变化。