600 MW机组轴系过临界振动故障处理措施

崔亚辉， 张俊杰， 葛 庆， 胡 剑， 张 丛， 干忠明， 曾伟光

(1. 神华国华(北京)电力研究院有限公司, 北京 100025； 2. 上海汽轮机厂有限公司,上海 200240； 3. 浙能国华宁海发电有限公司， 浙江宁海 215400；4. 广东国华粤电台山发电有限责任公司， 广东台山 529228)



600 MW机组轴系过临界振动故障处理措施

崔亚辉1， 张俊杰1， 葛 庆2， 胡 剑3， 张 丛3， 干忠明3， 曾伟光4

(1. 神华国华(北京)电力研究院有限公司, 北京 100025； 2. 上海汽轮机厂有限公司,上海 200240； 3. 浙能国华宁海发电有限公司， 浙江宁海 215400；4. 广东国华粤电台山发电有限责任公司， 广东台山 529228)

针对某亚临界600 MW机组存在2号、3号瓦过临界振动过大影响机组启动的问题，对比了施加配重之后中压转子两端的影响系数，分析了轴承衬环及轴承座的结构，认为2号、3号瓦支承系统的等效刚度相对较弱是主要原因之一。采用轴瓦衬环优化、轴承座增加三角支承、提高出厂动平衡要求三项针对性措施后，实现了启动过程中轴振能通过临界转速，为同类型机组处理该问题提供一定的参考。

汽轮机； 过临界振动； 轴承衬环； 结构优化； 轴承座； 等效刚度

轴系过临界的振动主要与不平衡激振力、系统刚度和阻尼等有关[1-3]。国产某亚临界600 MW机组轴系启停过一阶临界转速时，存在2号、3号轴承相对轴振偏大的问题[4-6](3号轴承尤其突出)，影响机组正常启动，造成经济损失。笔者对该问题的主要原因进行分析，并介绍3项针对性治理措施，其中对轴承衬环的优化及轴承座三角支承加固的措施与以往的研究尤为不同。

1 3号瓦过临界轴振特征

2013年11月18日07:36:00，2号机组完成A级检修后首次冲转，转速升至接近一阶临界转速1 600 r/min时，3号瓦轴振达到保护值而跳机；随后两次冲转，汽轮机转速升至1 600 r/min时，振动保护动作跳机，3Y基频振幅达到325 μm；后对3号瓦进行揭上瓦检查，对4号瓦翻瓦检查下瓦乌金情况，拆高中对轮罩检查对轮螺栓情况，未见异常。

2013年11月20日，因过临界的频率以基频为主且相位稳定，反映不平衡质量是主要激振力。采取动平衡方法，以键相槽为零点，在3瓦侧逆转动方向340°加配重1 180 g，在4瓦侧逆转动方向340°加配重1 173 g。加重后于2013年11月21日02:57:00冲转，过一阶临界时，3瓦X、Y方向振动分别为156 μm、334 μm，所以又打闸停机。停机后对中压转子进行第二次加配重，在3瓦侧120°加配重596 g、在4瓦侧120°加配重602 g。

2013年11月21日16:00:00，汽轮机冲转过程中3号瓦振动都较平稳，过一阶临界时，3瓦X、Y方向基频振幅分别为89 μm、167 μm；转速升至3 000 r/min时3瓦X、Y方向通频振幅分别为66 μm、76 μm。

动平衡的影响系数见表1。在3瓦侧和4瓦侧加相同的配重，影响系数差别较大。虽然4瓦结构与3瓦不同，且4瓦侧通过中低对轮与低压转子相连之后，对4瓦的轴振有一定的约束作用，使得4瓦侧对配重没有3瓦侧那么敏感，但中压转子两端加重的影响系数正常情况下不应该相差那么多，反映出3瓦等效支承刚度较弱使其对不平衡质量很敏感。

表1 中压转子两侧加重的影响系数

2 故障原因分析

该机组的2号、3号轴承均位于轴承座内，由于轴承座包含2号、3号轴承以及推力轴承，2号、3号轴承靠得很近且结构相同，因结构紧凑而且复杂，空间比较狭小，给现场的检修和测量工作带来了一定的困难，容易对检修的质量造成较大的影响。如果现场检修过程中未严格执行轴承的安装工艺标准，将会导致2号、3号轴承过临界的轴振偏大。

多台该型机组检修之后，2号、3号轴承过临界的轴振都是以基频为主，体现出一阶不平衡质量的影响。

另外，中压转子是双分流结构，动平衡过程中在中压转子两侧加的平衡块质量相同，但中压转子两侧影响系数的差别比较大(3号和4号轴承的结构并不相同)，3号瓦的不平衡响应很敏感，可推断出3号瓦的等效刚度偏低，在A级检修过程中产生一定的不平衡质量后会在3号瓦侧引起较大的振动。

该型机组2号、3号轴承衬环为4个弧面接触形式，轴承瓦块对轴颈的约束下降是导致2号、3号轴承等效刚度偏弱的其中一个因素(见图1)。

图1 2号、3号轴承及轴承座原结构

综上所述，导致该2号、3号轴承过临界的轴振偏大的主要原因包括：支承系统等效刚度较弱，检修后转子的不平衡质量变化。

3 处理措施及效果

3.1 轴瓦衬环优化

因2号、3号轴承衬环刚度较弱，故采用有限元方法计算轴承支架的变形量，并结合该轴承衬环结构的自身特点，对轴承衬环的结构进行优化。

原衬环为4个弧面接触形式，安装应力对原衬环的影响比较大，容易变形(见图2(a))。轴瓦衬环经过优化之后，增大了衬环的宽度，使衬环整圈外圆接触(见图2(b))。

图2 轴瓦衬环的结构

根据有限元计算结果，轴承衬环改用整圈外圆接触形式后，除确保安装时衬环外圆受力均匀外，还会进一步限制衬环的变形量，相当于提高了刚度。在同样给定0.05 mm的过盈量的情况下，加上转子的静载和动载，整圈过盈的衬环刚性明显好于只有4个弧面接触的原结构(见图3)。

图3 轴瓦衬环变形量

3.2 轴承座增加三角支承

改造前2号、3号轴承支承采用的是弹性支承，支承板截面最薄处厚度为41.5 mm，轴承座的弹性支承刚度相对较弱，因此在弹性支承的侧面增加三角支承，以进一步提高轴承座的刚度(见图4)。

图4 轴承座的弹性支承和新增三角支架

3.3 提高出厂动平衡要求

该机组通流改造过程中要更换新的汽轮机转子，故提高新的高、中压转子动平衡出厂要求，要求新的高、中压转子在制造厂高速动平衡过程中3 000 r/min下的振动<1 mm/s，过临界振动小于制造厂标准的三分之一，尽量减小剩余不平衡质量。

3.4 治理效果

采用措施后，机组启动过程中，振动时能通过临界转速，3号瓦过临界时振动通频幅值由370 μm降低到232 μm(见图5)。

图5 改造后通过一阶临界转速

4 结语

笔者从轴承衬环、轴承座的结构、中压转子两端的动平衡影响系数等方面研究了600 MW机组在启动过一阶临界转速时2号、3号轴承的相对轴振偏大的原因，并提出了处理措施，主要结论如下：

(1) 2号、3号支承系统的等效刚度较弱、检修过程中转子不平衡质量的变化。

(2) 3项措施包括优化轴承的衬环结构、在轴承座增加三角支承、提高出厂动平衡精度。

[1] 张学延. 汽轮发电机组振动诊断[M]. 北京: 中国电力出版社,2008.

[2] 张学延,张卫军,周亮,等. 国产600 MW超临界汽轮发电机组振动问题分析及处理[J]. 热力发电,2006,35(7): 44-47,49.

[3] 张学延,史建良,李德勇. 国产600 MW汽轮发电机组振动问题分析及治理[J]. 热力发电,2009,38(9): 1-6.

[4] 刘树鹏,王延博,宋文希. 某电厂600 MW机组差胀、振动故障诊断及处理[J]. 汽轮机技术,2014,56(6): 467-468.

[5] 刘树鹏,何国安,张学延. 某电厂600 MW机组振动故障诊断及处理[J]. 汽轮机技术,2012,54(6): 467-468,418.

[6] 陆颂元. 600 MW汽轮发电机组振动缺陷剖析[J〗. 汽轮机技术,2008,50(2): 131-133.

Treatment on Vibration Fault Occurring in the Shaft System of a 600 MW unit When Crossing Critical Speed

Cui Yahui1, Zhang Junjie1, Ge Qing2, Hu Jian3, Zhang Cong3, Gan Zhongming3, Zen Weiguang4

(1. Shenhua Guohua (Beijing) Electric Power Research Institute Co., Ltd., Beijing 100025, China; 2. Shanghai Turbine Works Co., Ltd., Shanghai 200240, China; 3. Zheneng Guohua Ninghai Power Generation Co., Ltd., Ninghai 215400, Zhejiang Province, China; 4. Guangdong Guohua Yuedian Taishan Power Generation Co., Ltd., Taishan 529228, Guangdong Province, China)

To deal with the excessive vibration of No.2 and No.3 tile in a subcritical 600 MW unit affecting the startup of unit when crossing the critical speed, the influence coefficient of both ends of the medium-pressure rotor was analyzed after balancing weight was applied, while the structure of bearing ring gasket and pedestal was analyzed. One of the main reasons is considered to be the relatively low equivalent stiffness of the supporting systems for No.2 and No.3 tile. The shaft vibration was able to pass through the critical speed when following three optimization measures were taken, such as optimizing the structure of bearing ring gasket, adding a triangular support to the bearing pedestal, and setting higher requirements for dynamic balancing before delivery, etc., which may serve as a reference for treatment of similar problems occurring in same type of units.

steam turbine; vibration generated when crossing critical speed; bearing ring gasket; structure optimization; bearing pedestal; equivalent stiffness

2016-06-21；

2016-07-13

崔亚辉(1979—)，男，高级工程师，主要从事旋转机械振动故障诊断及其处理、强度校核、疲劳寿命损耗等研究。E-mail: jiangkang9@yeah.net

TK268

A

1671-086X(2017)03-0200-03