余热电站机组振动异常的几种原因分析

侯跃光

1 概述

余热电站新装的整套汽轮发电机组在启动试运行时，部分机组出现轴承振动值异常、超过规范要求的现象。这类形式的轴承振动通常发生在新装机组的启动、暖机和升速过程中。另一类轴承振动的形式是在机组投产运行一段时间后，轴承振动值出现异常。导致机组轴承振动值增大的形式不同，其检查的范围和重点也有所区别。

新装机组出现轴承振动值大的异常现象，应根据机组的试运行参数，例如汽缸的膨胀、轴瓦温度等，与汽轮机厂的机组运行要求和说明进行比较，初步判断振动异常的范围。根据异常的运行参数，停机检查轴瓦间隙、紧力和轴瓦接触情况、联轴器中心等，对结构数据不符合规范要求的部件进行处理。

机组在投产运行一段时间后，出现轴承振动值增大的异常现象，应根据轴承振动变化前后的运行参数记录进行比较，做出初步判断，在停机时检查设备结构，与原始安装值比较变化。还应检查主蒸汽管道、循环水管道的变化等。

2 轴承振动值大的几种形式

2.1 新装机组的个别轴承的振动值偏大

（1）某台6MW机组暖机时，其2号和3号轴承水平方向的振动值偏大。至额定转速后，其3号轴承水平振动值增大至接近110μm，规范要求应≯30μm。

（2）某台9MW机组在暖机时，其2号和3号轴承振动值偏大。随着机组升速，振动值缓慢增大。达额定转速后，已超过规范允许的振动标准值。

上述两台机组的特点是，随转速上升，振动值持续增大，超过规范要求。

（3）某台16MW机组，在升速通过临界转速时，4号轴承振动值一直正常，但在～2 960r/min转速范围内时，4号轴承振动值突然增大，超过规范要求。

此机组的特点是，在某一特殊转速范围内，个别轴承振动值突然迅速增大。

2.2 新装机组试运行中，随暖机时间的延长，轴承振动值全部增大

其特点是，在转速不变的条件下，全部轴承振动值缓慢增大。例如，某台15MW的机组低速暖机时，初始振动值正常，随着暖机时间的延长，轴承振动值全部逐渐增大。尤其在中速暖机时，轴承振动值迅速增大。

2.3 随着机组长期的运行，轴承振动值逐渐增大

其特点是，运行参数没有明显变化，所有轴承振动值缓慢增大。这类振动形式多数发生在投产运行几个月后。例如，某台4.5MW机组投产6个月后，各轴承振动值缓慢增大，至投产约20个月，停机检修时，3号瓦振动值已达到～60μm，其余各轴承振动值也有不同程度增大。

3 振动值大的原因分析及处理

3.1 个别轴承的振动值偏大的原因及处理

（1）上述2.1（1）节中6MW机组的问题

在启动过程中，2号和3号轴承水平方向的振动值一直偏大。分析其结构特点，2号轴承和3号轴承布置在中间轴承座上，为独立的落地式滑动支座，没有和汽缸联接的猫爪结构，这与前汽缸猫爪推动前轴承箱结构不同。分析认为，此处轴承座独立，且运行温度低，不应考虑位移，所以中间轴承座的滑动设计是不合理的。由于滑动支座解除了轴向限位，水平方向的束缚得到部分释放，造成振动值增大。

处理方式：拧紧中间轴承座的4件联系螺栓，改为固定连接轴承座，取消轴承座沿轴向滑动的设计方式，处理后机组振动值偏大的问题得到解决。

（2）上述2.1（2）节中9MW机组的问题

2号和3号轴承的振动值较大，停机检查发现，联轴器中心变化较大。重新找正中心后，机组在一周时间内进行了两次启动。同其他两个方向相比，2号和3号轴承的水平振动值最大。额定转速时，测振仪的结果记录见表1。

表1 2号和3号轴承的水平振动振动值（1X频）

根据振动测试标准ISO 10816，新装机组振动值应≤3.5mm/s，显然，上述轴承振动值已超过规范要求。

从表1可以看到两个振动特征：

第一，2号和3号轴承的振动相位角基本一致。第二，机组的两次启动，振动值相比较，在汽-发联轴器未做任何中心调整的情况下，其2号和3号轴承的振动相位角均同时变化，且相位角基本相同，均为180°左右。

依据振动特征分析：

由第一个特征，2号和3号轴承的振动相位角同向。这个不平衡离心力同时影响了两轴承，应在两轴承之间。

由第二个特征，2号和3号轴承的振动相位角同时出现相位角改变值180°的一致变化，即这个不平衡离心力方向也是变化的。只有转子上的某一部件出现对称角度即180°位置的变化，才能改变振动的相位角。

分析认为，联轴器出现的倾斜和松动现象，会同时满足上述两个特征出现的条件。

重新测量发电机联轴器端面瓢偏和圆周晃度，检查结果发现端面瓢偏和圆周晃度出现与安装值不符的现象。安装时发电机联轴器的端面瓢偏值为0.02mm，圆周晃度值为0.01mm；而经两次启动试运行后，复查发电机联轴器的端面瓢偏值改变为0.08mm，圆周晃度值改变为0.10mm。

上述数据变化说明，发电机联轴器出现了倾斜和松动现象，即发电机联轴器缺陷是造成振动增大的原因。分析如下：

发电机转子与联轴器为1：10锥度的套装配合，紧力为0.09～0.14mm，即在发电机转子轴端圆的锥面加热套装联轴器，在联轴器孔的锥度和转子相应配合处，如果轴的锥度有偏差，则会在圆锥接触面上出现线接触，联轴器必然会出现倾斜现象，而倾斜使得不平衡量增加。线接触面很小，运行时必然造成联轴器松动，即倾斜角度是变化的。

如果联轴器套装是倾斜的，为何在机组安装时，测量的发电机联轴器的端面瓢偏和圆周晃度值，又是如此优良呢？

分析认为，转子出厂前，联轴器套装倾斜后，在测量基准面上，被人为加工车削处理。经测量联轴器的轴向厚度，在对称180°的平面上，厚度偏差为0.35mm，即可以证明。否则，厚度偏差如此大的联轴器，其端面瓢偏和圆周晃度如此良好是不可能的。

处理方式：

a抽出发电机转子，松开轴端的锁紧螺母，退出发电机联轴器。

b涂色检查联轴器接触，刮研锥度配合的圆孔结合面，使联轴器孔和转子轴的接触面逐渐增加。

c接触面达到要求后，将转子做好轴向限位块和标记，吊起联轴器加热，重新套装联轴器。

d此时的测量端面瓢偏为斜面。对偏差进行刮研处理，消除联轴器的厚度偏差。

e机组再次启动时，重新进行动平衡调整。动平衡试验调整后，机组2号和3号轴承振动值偏大现象消除。

（3）某一转速范围内个别轴承振动值突然增大的问题

上述2.1（3）节中的16MW机组，在～2 960r/min转速范围内时，4号轴承振动值突然增大。由测振仪监测分析，其16MW机组振动增大的主要频率为2X频。结合发电机临界转速～1480r/min，可以看到两个主要特征：

第一个特征是，发生振动值增大恰好在发电机两倍临界转速的范围。第二个特征是，其振动增大的主频率为2X频。

根据油膜振荡的理论，其主要特点，一是可产生与转轴达到临界转速时同等的振幅或更加激烈；二是发生于转轴两倍临界转速以上，其甩动方向与转轴旋转方向一致。

根据测振仪的分析，4号轴承出现的振动特点，同时满足上述两个特征。分析认为，这是油膜振荡引起的典型振动案例。与机组的其他轴承不同的是，4号轴承为圆筒形轴承。这种结构的轴承稳定性较差，逐渐被椭圆形轴承所取代。同时，圆筒形轴承需在现场进行刮研，即轴瓦接触角通过现场处理确定。

分析认为，减小轴瓦的接触角，即增大轴瓦的比压，是消除油膜振荡的最有效方式。

处理方式：重新刮研轴瓦，适当减小轴瓦接触角，经处理后的接触角度约为60°，处理后，机组4号轴承油膜振荡问题得到解决。

3.2 随暖机时间的延长，轴承振动值全部增大的原因及处理

上述2.2节中的15MW机组，低速暖机时，即出现各轴承振动值随着暖机时间的延长而全部增大现象。中速暖机时，轴承振动值迅速增大。

后汽缸的结构是，左右两侧的托架支撑汽缸，与导板的滑动接触面保证热膨胀的位移。后汽缸导板上，汽缸沿横销基准线分别向前后膨胀。

经检查，在后汽缸排汽法兰与混凝土基础孔洞垂直面的空间，被二次浇灌的水泥砂浆封闭，固定了后汽缸。这说明汽缸的膨胀严重受阻，是轴承振动值全部增大的原因。

处理方式：停机后凿开填充在排汽法兰与混凝土基础孔洞垂直面的灌浆水泥，并预留10mm以上的间隙。经处理，机组轴承振动值全部增大的问题得到解决。

3.3 随着机组的长期运行，轴承振动值逐渐增大的原因及处理

上述2.3节中的4.5MW机组，在投产6个月后，各轴承振动值缓慢增大。机组投产约一年时，循环水管道曾出现沉降现象，割开连接凝汽器的垂直循环水管道后，管道下沉高度约为150mm。至投产约20个月停机检修时各轴承振动值达到最大。

用塞尺检查，后汽缸右侧托架与后导板结合面之间出现了局部间隙。其局部间隙达到0.35mm，停机后检查达到0.70mm，不接触面积＞50%。

前汽缸一侧猫爪横销的垫片缓慢向外退出。说明此处的猫爪横销与垫片出现间隙。

循环水管道布置在机组左侧，凝汽器左端受到管道下沉的拉力，左侧弹簧被外力压缩，高度减小，在后汽缸的右侧，在外力的作用下产生位移和变形，托架与导板结合面即产生间隙，形成不稳定结构，循环水管道的继续下沉导致振动值增大。

处理方式：

a揭缸，割开连接后汽缸与凝汽器连接排汽短节。

b调整凝汽器弹簧，使各支撑弹簧的高度一致，凝汽器受力均匀。

c以导板为基准面，刮研后汽缸托架，消除后汽缸托架与导板的间隙。应注意，保证前轴承座与前台板滑动面不出现间隙；同时，汽缸横向水平不出现较大偏差。

d后汽缸托架与导板间隙消除后，调整汽封洼窝中心符合规范要求。

e上述调整完成后，连接后汽缸，机组回装。

处理后，轴承振动值逐渐增大的问题得到解决。

4 几点体会

4.1 个别轴承的振动值偏大问题

主要检查如下：

（1）个别轴承缺陷或接触面设计不合理。轴瓦顶部间隙过大，球面和轴承盖紧力过大，轴瓦垫块接触不良，都会使振动值增大；轴承座台板接触面设计不合理，例如上述的中间轴承座设计问题。

（2）转子部件缺陷。例如，上述联轴器厂内组装时，轴孔配合问题导致的端面瓢偏。

（3）汽缸内通流部分的局部摩擦。多数内部局部摩擦的部位在隔板汽封位置。这种局部摩擦，一般会使3号轴承的振动值增加，振动方式多数为周期性波动变化。

（4）油膜振荡。根据测振仪分析振动频率，比较容易判断，不再赘述。

4.2 随暖机时间延长，轴承振动值全部增大问题

主要检查机组膨胀的影响因素：

（1）检查后汽缸与混凝土基础的空间，前轴承座绝对膨胀是否正常。由机组试运行实践证明，即使汽缸与基础有很少的接触，也会影响机组的振动。例如，仅是在排汽缸与基础垂直面之间落入一块楔形钢板，即同样出现上述问题。

（2）汽缸和前轴承座连接的管道。应注意主蒸汽管道和补汽管道与滑动支架之间的滑动面，不允许点焊固定。

（3）前轴承座连接的油管道。应在管道设计布置时考虑设置能够吸收热膨胀余量弯管段。对润滑油回油管道，也可设置波形补偿器。应检查前轴承座的绝对膨胀值。机组第一次启动试运行时，应在前轴承座处架设百分表，监测和记录各转速阶段的膨胀值，便于对故障进行分析。

4.3 随着机组长期的运行，轴承振动值逐渐增大问题

主要检查循环水管道基础缓慢沉降的影响：

对连续运行时间短，循环水管道基础未完成缓慢下沉趋势的机组，当振动值超过规范不大时，应密切注意监测振动值的变化趋势，只要不出现故障停机的状况，即可维持运行，待停机检修时处理。当机组连续运行时间较长，其振动值的增加已基本稳定，再进行消除应力的处理。

为避免出现这类问题，安装时应注意地下管道的布置，一定要有防止管道沉降的措施。管道敷设前，应用三合土夯实管沟地面，如遇较差的湿陷性土质，管道必须采取设支座等方式，如此即可得到较好的效果。

[1]寇胜利.汽轮发电机组的振动及现场平衡[M].北京：中国电力出版社，2007.

[2]DL5011-92，电力建设施工及验收技术规范《汽轮机机组篇》[S].

[3]ISO10816，国际振动测试标准[S].■