背压式汽轮发电机组振动诊断

黄　勇（杭州汽轮机股份有限公司　杭州）

背压式汽轮发电机组振动诊断

黄勇
（杭州汽轮机股份有限公司杭州）

热电厂背压式汽轮发电机组在联机试运行中振动过大，通过频谱图分析振动特征，确认为后轴承座基础和转子外伸端扰动问题。拆装检查汽轮发电机组，验证判断结果正确。

轴承座动刚度转子外伸端频谱分析

一、机组概述

1.机组参数

设备是单缸、背压汽轮机，顺汽流方向看是顺时针（右旋），振动报警值是81 μm。汽轮机转子在产品支承上一阶临界转速前后分别是2200 r/min和2235 r/min，发电机转子工作转速下是刚性转子。1#瓦和2#瓦都是落地轴承，型式都是普通的二油叶，分别在独立的轴承座上，发电机3#瓦和4#瓦也是类似。汽轮机转子和发电机转子之间采用刚性联轴器连接，其中汽轮机中的联轴器是整体锻出。整个机组通过平垫安装在水泥基础上。机组每个轴承位置安装两只电涡流传感器，两者之间呈90°夹角，与轴承座中分面夹角是45°，X方向为设备左，Y方向为设备右。根据转子旋转方向，机组转子左测点是油膜刚度最大、最稳定，适合用来做状态分析，机组轴系见图1。

图1　25 MW机组轴系示意图

图2　2#瓦后左的1000 r/min和3000 r/min频谱图

二、振动特征分析

1.不同转速下振动情况

测试600 r/min，1000 r/min，2200 r/min，3000 r/min转速下振动情况，汽轮机转速运行到600 r/min，汽轮机2#瓦左测振动值逐渐变大（40.3 μm），1#左侧瓦振动值和汽轮机单机试车数值相差不大（12.4～17.5 μm）。当1000 r/min时，2#瓦左测轴振达到66.7 μm，1#瓦左测振动值变化不大（18.2 μm）。当过一阶临界转速时，1#瓦左测振动值变大，相位出现70°变化，而2#瓦左测振动值竟然在变小，相位变化＜10°。在整个试车过程中，3#瓦左测的振动值和相位保持稳定。

2.振动频谱图分析

从图2看，1000 r/min时，2#瓦左侧频率1×为主，占到95%以上，根据0.5×一阶频率可以考虑为刚性转子，汽轮机转子在低转速下一直存在不平衡，3000 r/min时的1#瓦和2#瓦左侧也是同样情况。

3.联机状态下的1#瓦和2#瓦波特图分析

从图3看，1#瓦波特图振动值在1000 r/min之前保持稳定。在1000 r/min之后，振动值和相位均出现明显变动，相位在2500 r/min出现180°翻转。在2500～2650 r/min，振动值为35 μm并保持稳定，这个区间为运行的最佳位置。从相位和振幅分析，一阶临界转速在1800 r/min左右，而出厂数据为2250 r/min。根据临界转速在转子质量一定条件下与刚度的方根成正比的关系，在联机状态下，汽轮机转子联轴器端有个约束条件，应该是转子刚度增加临界转速加大，现在是变小趋势，从中可以判断是轴承座支撑动刚度变小原因。

2#瓦波特图振值和相位异常。振动值1400 r/min左右出现顶峰，相位只是翻转90°。在1800 r/min附近振动值最小，相位反向翻转。应该是2#瓦附近转子异常变化，判断是转子相关部件扭曲不平衡或是附属部件活动脱落等。

4.同相/反相图比较

汽轮机转子后轴瓦到联轴器长度在1 m左右，其到发电机前瓦之间可以视为一个刚性转子考虑，采用谐分量法，将汽轮机转子前后和联轴器两侧轴振左测点，分解为同相分量和反相分量。从图4左边的同相/反相图中可以看出，在1000 r/min下，视转子为刚性转子，同相分量在增大的同时，反相分量变化异常，其增大更迅速。过临界转速后，同相分量出现收敛，反相分量还是快速增大，其值为同相分量的3倍左右。

在图4右边的同相/反相图，反相分量收敛明显，同相是振动主要部分。综合上述可以判断汽轮机转子到发电机转子之间存在问题，现场转子对中不好或者外伸端转子不平衡。

图3　1#瓦和2#瓦左测点波特图

三、振动来源确认与处理

1.汽轮机疏水系统检查

汽缸有高压、中压、低压疏水3部分组成。检查疏水管道布局，发现3根管线没有垂直向下直接排出。而是为了进入总疏水管道，设计成U字形结构。这样容易使疏水不畅，有可能造成转子热弯曲。重新对疏水管道布局后开机测试，振动改善不太明显。怀疑是空负荷试车，进汽温度和压力不高，转子热弯曲程度很低，可以排除热弯曲引起的振动过大。

2.转子中心不正检查

（1）转子椭圆度检测。打开汽轮机前后轴承座并去掉2#瓦上瓦，把百分表架在前后轴颈处。把轴颈圆周分成8等分，盘动转子并记录每个点的测量值，最后进行矢量差。测量结果最大偏差是0.015 mm，符合国家标准，排除转子椭圆度超差。

（2）转子同轴度和平直度检测。拿掉2#瓦下瓦，按照上述方式，同样测量8个点并取矢量值，结果在0.03 mm，同轴度没有任何问题。平直度检查，采用检查汽轮机和发电机半联轴器上的外圆跳动和瓢偏来代替，便于现场实际操作。

（3）断开联轴器，汽轮机外圆跳动是0.04 mm，瓢偏在0.02 mm，发电机端都＜0.02 mm。对汽轮机转子和发电机转子进行对中复测。开口＜0.04 mm，并且也是上开口外圆跳动也是在0.05 mm左右。可以完全排除转子对中不正引发的振动过大。

3.汽轮机轴承座基础检查

汽轮机转子支承系统主要是轴承、轴承座、基础垫块、基础等组成。这些部件连接的紧密程度直接影响到了其连接刚度。检查后轴承座与基础水泥基础接触情况，发现中间的基础垫块不平整，基础尺寸过小，有部分垫块和基础悬空。用手扳动水泥基础，很多水泥块出现脱落，后轴承座有些还没有充实，整个二次灌浆的质量比较差。

图4　同相/反相图

4.汽轮机单独试车测试

脱开联轴器后，对汽轮机进行单独试车可以排除发电机部分振源传递，缩小振动问题判断范围。观察汽轮机在600r/min，1000r/min，2200r/min，3000r/min的振动值和相位，然后和联机状态进行比较。发现在任何转速下停留，前轴振动值一直＜15 μm，后轴振动值最大也只有22 μm。这样可以彻底排除汽轮机转子永久弯曲和转子上存在活动部件等主跨距内问题。

综上所述，转子伸长端振动不平衡和后轴承座连接刚度不足是引起联机振动过大的主要原因。

四、总结

汽轮机轴承座基础问题使动刚度下降和转子外伸端不平衡是造成联机后汽轮机前后振动过大根本原因。对于外伸端长度接近1 m的转子，应该在制造厂内对联轴器端安装轴振测点监测，然后进行高速动平衡，保证整个转子合理平衡。

由公式A=P/K（A振动振幅，P激振力，K机组动刚度）推导出：汽轮机转子振幅与所作用在机组上激振力成正比，与机组的动刚度成反比。为了降低振动值，可以从增大刚度，减少激振力两个方向出发。

由于生产工期、现场条件等限制，无法立即对后轴承座基础重新进行二次灌浆。从加重位置和机组本身考虑，汽轮机只能在汽缸内部加重，最有利的是对联轴器端或发电机转子进行现场动平衡来改善振动情况。目前，汽轮机前后振动值分别是37 μm和73 μm，发电机前轴振＜35 μm。

〔编辑利文〕

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