660 MW 超超临界机组1 号轴承异常振动研究及处理

史勇，刘先航，刘云杰

（淮北申皖发电有限公司，安徽 淮北，235000）

1 机组概况

某公司1 号机组为引进型超超临界、一次中间再热、四缸四排气、单轴、双背压、凝汽式汽轮机。额定功率：660 MW，额定主蒸汽压力：27.0 MPa（a），额定主蒸汽温度：600 ℃，工作转速：3 000 r/min，旋转方向：顺时针（从汽轮机向发电机看）。发电机为水－氢－氢冷却、静态励磁汽轮发电机。冷却方式为定子线圈水冷、定子铁芯、转子绕组氢冷。机组支撑系统示意图如图1 所示。

图1 机组支撑系统示意图

2 机组异常振动起始

2021 年4 月12 日12 时38 分，1# 机组正常运行，机组负荷490 MW，主蒸汽压力20.466 MPa，主蒸汽温度598.457 ℃，高调门1A/1B 开度36.9%/36.7%，1# 瓦1Y 向轴振逐步增大，振动最大值为122.1 μm，此时1X 向轴振44.5 μm，瓦振值0.6 mm/s，随后机组负荷保持490 MW 运行，1Y 向轴振在80～100 μm 波动，夜间机组负荷降至360 MW，1Y 向轴振在20～30 μm 波动；4 月12～25 日机组调停前，机组负荷在350 MW 低负荷阶段和630 MW 高负荷阶段，1Y 向轴振均在20～30 μm 波动，升负荷阶段振动爬升较快，500 MW 左右负荷阶段，1Y 向轴振相在120～160 μm 波动，振动瞬间值最大达到过183 μm。

2021 年4 月12 日14 时至14 日10 时，对1号机组高压转子1 号、2 号瓦轴振数据进行了连续采集。其X、Y 向轴振趋势如图2、图3 所示。

图2 1# 瓦X、Y 向轴振趋势图

图3 2# 瓦X、Y 向轴振趋势图

由图2、图3 可以看出，1 号、2 号瓦轴振均存在明显变化，变化规律性一致。振动数据经频谱分析其振动主要以1X 倍频振动分量为主，振动性质属于强迫振动。

机组高负荷、低负荷及600 MW 以上负荷1号、2 号瓦轴心轨迹图如图4 所示。

图4 1#2# 瓦侧轴心轨迹图

由图4 可以看出，在高参数的汽流力作用下，高压转子在轴心位置发生了较为明显的变化：1 号瓦从汽机向发电机看左右位移约为50 μm，上下位移约为50 μm；2 号瓦从汽机向发电机看左右位移约为90 μm，上下位移约为40 μm。测试数据反映，3 号、4 号瓦轴心轨迹稳定不随负荷变化。

3 振动原因分析

系统对1Y 向轴振变化过程进行分解，如图5所示，可分为6 个阶段。

图5 1Y 向轴振变化曲线

（1）降负荷后振动降低过程；

（2）低负荷振动稳定工况；

（3）升负荷后振动增加过程；

（4）高负荷振动波动工况；

（5）升负荷至600 MW 以上振动增加后降低；

（6）600 MW 以上振动稳定工况。

经分析认为，机组负荷变化过程转子的相对轴心位置发生变化，1 号瓦侧油挡或轴封处出现轻微动静碰摩，是造成1 号瓦轴振变化大的主要原因[1]。同时不排除1 号瓦存在支撑系统刚度薄弱的可能。

4 轴承解体检查

4.1 轴承解体情况

（1）解体时发现：上瓦调端乌金有磨损，磨损区域尺寸：130 mm×30 mm；下瓦电端有磨损，磨损区域尺寸170 mm×62 mm。该轴承承载采用下部支撑方式，稳定性不高，一旦出现轴承振动异常，将引起轴承位移，轴瓦很难自动恢复原位。从该轴承上下瓦磨损的部位及轴瓦顶隙调端偏小，电端偏大，说明轴瓦存在倾斜现象（轴承向调端倾斜），这也是轴瓦上瓦磨损的原因，从而也证明了其稳定性较差[2]。

（2）轴承支架与轴瓦接触面不均匀，存在轻微腐蚀。

经测量检查发现：下轴承水平方向两侧的插片间隙解体测量均为0.09 mm，标准为0.01～0.03 mm，超标，这也是导致轴承运行时产生振动及位移的一个因素；同时，解体时发现该轴承上下油挡均积碳严重。

4.2 高压缸端部轴封间隙检查情况

用塞尺测量高压缸调端最外道及次外道端部汽封发现，上部汽封间隙小于设计值（这两道轴封为平齿汽封），特别是顶部90°度范围内0.05 mm的塞尺不入，动静间隙为0 mm，说明高压缸前部下沉，端部汽封上部抱死，碰摩，运行中出现动静摩擦。其原因为猫爪滑动垫片材质为黄铜，材质较软，机组在多次启停汽缸滑动导致该垫片磨损所致，如图6 所示。

图6 高压缸励端端部汽封A 排数据

5 缺陷处理

5.1 1 号轴瓦处理情况

（1）对上下瓦乌金进行着色及超声波探伤，未发现异常。

（2）对上下瓦乌金磨损处进行刮瓦修复。

（3）对轴承支架腐蚀处进行研磨处理[3]，研磨后对轴承带球面垫片与轴承支架之间的接触面进行涂红丹检查，接触面可达70%～80%，但接触轮廓分布不均，因检修时间所限，未进一步处理。

（4）将1 号瓦抬高0.10 mm，增加瓦载荷，有利于轴承的稳定。

（5）轴瓦回装时将两侧插板间隙调整为0.01 mm、0.03 mm，将轴瓦摆正、放平后，轴瓦的侧隙、顶隙在设计范围内；考虑到该轴承稳定性较差，轴承的防跳间隙调整为0.14 mm，小于实际值，如图7 所示。

图7 调端端部汽封间隙调整后测量

（6）对油档积碳彻底清理并刮尖油封齿。

5.2 高压缸处理措施

通过高压缸碰缸试验，调整高压缸前端猫爪垫片，A 排加垫片0.60 mm，B 排加垫片0.70 mm，使高压缸调端轴封间隙基本符合设计要求[4]，如图8 所示。

图8 调端端部汽封间隙调整后测量

6 效果及结语

1 号机组启动并网运行后，在320～660 MW 负荷段下，1 号轴承1Y 向轴振最大19.4 μm，1X 向轴振最大25.2 μm，轴振复合值最大14.4 μm，1号轴承振动总体优良，设备隐患圆满消除。另外在日常工作中，要做到：（1）机组运行期间加强振动监视，做好劣化趋势分析；（2）加强1 号－7 号瓦顶轴油模块运行状态监视及巡检力度，记录顶轴油压、进油温度；（3）利用机组调停检修机会，定期对主机各轴瓦油挡积碳情况及油挡间隙进行检查调整、测量高中低压缸端部汽封间隙并做好记录[5]；（4）根据各轴瓦劣化趋势分析情况，定期对各个轴瓦进行全面翻瓦检查，重点测量检查轴承盖防跳间隙、插片间隙、轴瓦顶隙、侧隙等数值是否偏离设计值，必要时对轴瓦下瓦枕与轴承座接触情况进行检查；（5）利用机组计划性检修机会，做好汽缸碰缸及负荷分配试验，确保转子与汽缸的相对位置符合相关技术要求[6]；对滑销系统垫片间隙及磨损情况进行检查，确保汽缸膨胀均匀不受阻；（7）高压缸处于中心后，轴封漏气量基本降低到零，节约了大量能源。