660 MW 机组发电机轴承端盖振动故障诊断及处理

庄 新

（广东拓奇电力技术发展有限公司，广东广州 550663）

0 引言

为了保障城市经济的发展与居民用电的稳定，提高汽轮发电机组检修质量，保障城市供电已经成为了火力发电厂检修单位的重要任务。某电厂2×660 MW 机组新建工程超临界机组，2#机组发电机是东方电机股份有限公司生产的QFSN-660-2-22型、水氢氢冷却汽轮发电机。2#低压转子和发电机转子通过联轴器刚性联接。发电机两个轴承采用上半一块、下半两块可倾瓦端盖式轴承。

第一次检修后，发电机端盖振动大，通过几次停机临修都没有解决问题，此次大修工作重点是处理发电机端盖振动大，处理前对振动原因做了详细分析，制定了处理方案，在检修中予以实现，为机组可靠安全运行提供了保障。

1 机组投产后第一次大修后轴承端盖振动情况

该2#机组于2012 年1 月并网发电，机组轴系振动情况良好，运行一段时间后发电机密封瓦漏氢，2012 年11 月停机检修处理密封瓦漏氢问题。本次检修只针对低发对轮，找低发对轮中心时表针指向B 低压转子，盘发电机转子，汽轮机转子不动；调中心时发电机底座垫片进行了抽减。中心验收合格后回装设备。

2012 年12 月12 日汽轮机首次冲转，汽轮机转速到3000 r/min后7Y 的振动值在100 μm 左右，8Y 的振动值约90 μm，机组按正常情况升负荷至300～330 MW，在此工况区间机组稳定时间超过24 h 以上，7Y 与8Y 的轴振均有所上升。当机组升负荷至580 MW 时，测试7Y 轴振最高升至135 μm、瓦振不高，而8Y轴振不高、瓦振最高升至140 μm，发电机周围平台振感强烈。

2 轴承端盖振动原因分析

2.1 低发对轮螺栓紧力不足、同心度不符合设计要求

联轴器连接螺栓紧力不足、连接松弛或连接螺栓局部断裂，转轴刚度降低。如果低—发靠背轮的连接刚度存在问题，转子的轴向紧力不足，使得转子在运行中轴头的晃度增大，从而产生了新的不平衡量，使各7#、8#轴承振动增加。

2.2 低发对轮中心不符合设计要求

第一次检修找中心时，测量方法不正确且单盘发电机转子，汽轮机转子可能存在一定的扭力。第二次大修解体时测量解体前低发对轮中心与设计值偏差不大，所以低发对轮中心可能是引起的发电机端盖振动大的原因之一，但不是主要原因。

2.3 发电机转子可能存在匝间短路

匝间短路引发振动的特点是：随励磁电流的增减而增减，一旦断开励磁，振动马上就会消失，但是由于匝间短路引起的转子热变形，振动与励磁电流间有时滞。机组检修时，电气人员对发电机进行了详细的检查并做了相关的试验，检查发电机良好、没有异常，试验合格。所以，可以排除匝间短路是引起发电机端盖振动大的原因。

2.4 发电机转子和定子之间的空气间隙不均匀

空气间隙不均匀时，将引起定子与转子四周磁拉力的不均衡，产生单边径向磁拉力过大。单边磁拉力与相对偏心率成正比。气隙偏心率过大将引起转子旋转振动增加，严重时还会使转子产生弹性变形。解体时测量，空气间隙在设计范围内，可以排除空气间隙不均匀引起发电机轴承端盖振动大的原因。

2.5 发电机转子热变形

转子热变形引发的振动特征是一倍频振幅的增加与转子温度有密切关系，多数情况下发生在机组冷态启机定速后带负荷阶段，此时转子温度逐渐升高，材质内应力释放引起转子热变形，一倍频振动增大，同时可能伴随相位变化。由于引起了转子弯曲变形而导致机组异常振动。

转子永久性弯曲和临时性弯曲是两种不同的故障，但其故障机理相同，均与转子质量偏心类似，因而都会产生与质量偏心类似的旋转矢量激振力。与质心偏离不同之处在于，轴弯曲会使两端产生锥形运动，因而在轴向还会产生较大的工频振动。机组运行过程中5X/5Y、6X/6Y、7X/7Y、8X/8Y 的振动相位均无太大变化，说明低压缸和发电机转子的质量平衡未发生改变，可以排除发电机转子产生热变形。

2.6 轴承自身特性

轴承自身特性对机组振动也会产生影响，主要包括轴瓦接触、轴瓦紧力、顶隙和连接刚度等。轴瓦接触、轴瓦紧力和顶隙主要影响轴承的稳定性，如果轴承的稳定性太差，在外界因素的影响下容易使机组振动超标。轴承的连接情况主要对轴承刚度产生影响，如果轴承刚度不够，在同样大小的激振力下引起的振动较大，所以必须将轴承各连接螺栓拧紧。但是在现场，经常发现由于连接螺栓未拧紧而引起振动现象。所以轴承自身特性可能是引起的发电机端盖振动大的原因之一，但不是主要原因。

2.7 发电机底座负荷分配不均

2012 年检修找中心时，没有按照技术要求对发电机底座加减垫片，改变其负荷分配，使得发电机底座可能存在中间受力、两端悬空的现象。根据测试数据来看，从7#瓦发电机支座到8#瓦处发电机支座的振动逐渐增大，而且8#瓦处发电机支座与支撑基础处存在明显的差别振动，说明此处有松动现象（图1）。8#瓦盖振严重超标已达到140 μm 左右（手持式测振仪），此处松动应该是产生振动的主要原因。

图1 8#瓦支座差别振动情况

3 本次检修解体情况分析

（1）对轮解体情况。解体前对轮同心度符合设计要求≤0.04 mm，在松联轴器螺栓时发现部分螺栓紧力确实不足，但未发现螺栓有断裂情况。所以，对轮对振动有一定的影响，但不是主要原因。

（2）低发对轮中心解体数据情况。低发对轮中心的设计值：发电机转子比B低压转子低0.29，上张口0.01 mm。但修前值（解体数据）发电机转子低0.22 mm，偏右侧0.02 mm，下张口0.015 mm，炉侧张口0.015 mm。所以，低发对轮中心的数据与设计标准偏差不大，不是影响该端盖振动的主要原因。

（3）7#、8#轴承解体情况。轴承解体时测量，7#轴承和8#轴承与轴承座的配合间隙分别为0.13 mm、0.14 mm（标准0.04～0.10 mm），顶隙分别为0.72 mm 和0.76 mm（标准0.69～0.79 mm），部分与厂家设计标准不符；轴瓦连接螺栓未发现有松动现象；轴瓦接触一般，达到55%左右。所以，轴承座配合间隙超出标准不大，不是影响该端盖振动的主要原因。

（4）发电机定子台板底部垫片检查情况。在现场检查发电机8#处左右台板底部垫片存在松动现象，用钢丝钳直接可将垫片抽动。所以，发电机定子台板底部垫片松动，是直接影响该端盖振动的主要原因。

4 发电机轴承端盖振动处理

4.1 处理前消除非主要原因对盖振的影响

（1）严格按照设计要求找对轮中心和同心度，在满足对轮中心和同心度的前提下保证对轮螺栓的力矩达到厂家设计要求且力矩均匀。对轮中心和同心度不符合设计要求是引起机组振动的主要原因之一。

（2）调整轴承座的配合间隙使之符合厂家要求，因为其紧力值过小或间隙偏大，都会导致轴承振动增大。

（3）轴承顶部间隙过大，会导致轴承振动增大、顶部间隙过小，则易造成烧瓦事故。

（4）确保轴承瓦枕与轴承座接触良好，其接触面积在75%以上且接触点均匀。

（5）发电机轴瓦的检修工艺应该严格按照轴瓦检修规程的各项要求，装配不良则对发电机轴颈影响很大，会导致轴承振动大。

4.2 找低发对轮中心的同时对发电机台板做负荷分配处理

（1）汽轮发电机轴系中心，在中低/低低全实缸中心调整至厂家标准后开始调整低发对轮中心。

（2）测量调整前分别将发电机左右侧平行顶起后落下，测出发电机台板底部每块垫片的受力情况，再根据测量的数据将发电机底部前后两边垫实，中间辅助支撑。

（3）根据测量得出中心数据需调整，重复（2）的步骤，在加减垫片的同时应考虑垫片的负荷情况。

（4）经过3 次的测量及调整，测出中心数据与厂家标准数据相符，且发电机台板负荷分配满足设计要求。

注意事项：①低发调整中心全过程中需架百分表监视定子前后上下变化量；②加减垫片前用吸尘器将周围清理干净；③在加减垫片时确认垫片无异物、无卷边、无毛刺；④加减的垫片每块长度不能大于300 mm。

5 结束语

通过对某电厂2#机组结构特点、振动特性和振动故障分析，制定出发电机轴瓦端盖振动大的处理方法，并在机组A 级检修中予以实践，取得了良好效果，解决了发电机轴承端盖振动大的问题。检修后，2#机组发电机轴承振动值良好，7#轴承振动值X 方向21.64 μm、Y 方向35.56 μm，盖振动6.31 μm；8#轴承振动值X 方向19.93 μm、Y 方向25.31 μm，盖振动21.65 μm，属于优良范围值内，使汽轮机轴系的运行状况有了明显改善，保证机组安全稳定运行。