1 050 MW汽轮发电机组振动故障分析及治理

李卫军，应光耀，王异成，吴文健，钱林锋，马思聪，蔡文方

（1.国网浙江省电力有限公司电力科学研究院，杭州 310014；2.杭州意能电力技术有限公司，杭州 310012）

0 引言

超超临界1 050 MW 燃煤发电机组具有容量大、效率高、安全可靠等优点，已应用于各大发电厂。经过多年的轴系特性研究及优化［1-2］，其安全稳定性有所提升［3］。然而，个别机组在调试或运行中，出现了低压转子动静碰磨［4-6］甚至转子弯曲［7］、缸体变形［8-9］、发电机热不平衡［10-11］等故障，导致机组的安全可靠性有所下降。因此，有必要对1 050 MW 机组的振动故障诊断及治理进行分析，以进一步提高该型发电机组的安全可靠性。

本文介绍了神华国华印尼爪哇7 号2×1 050 MW燃煤发电工程（简称“爪哇7号工程”）1号机组调试中低压缸B、发电机耦合振动故障的测试、分析及治理，提出1 050 MW机组振动故障预防措施，并将治理经验应用于该发电厂2 号机组调试中，以提高机组的安全可靠性。

1 机组轴系布置

爪哇7号工程采用了2台型超超临界、一次中间再热、单轴、四缸四排汽、双背压、凝汽式N1055-27/600/600（TC4F）汽轮机及QFSN-1073-2水氢氢冷发电机［12］。轴系布置与振动监测系统如图1所示，图中1—8为轴承（以下简称“瓦”）编号，机组轴系由HP（高压缸）、IP（中压缸）、LPA（低压缸A）、LPB（低压缸B）、发电机及励磁机转子组成，采用典型的“N+1”轴系。机组配备VM600型TSI（汽轮机安全监视系统），通过华科同安TN8000 型TDM（汽轮机诊断及管理）系统、本特利408DPSi系统动态监测机组振动。

图1 轴系布置

低压转子采用传统的双分流结构，为2×6级，末级叶片长度为1.246 m，转子长度为8.1 m；发电机容量为1 240 MVA，铭牌出力为1 073 MW，转子长度为15.18 m，各转子临界转速见表1。

表1 轴系临界转速r/min

2 振动现象及原因分析

2.1 振动现象

1号机组于2019年8月31日首次启动，19：12定速3 000 r/min，5号、6号瓦的轴振分别为150 μm和166 μm，5号、6号瓦的瓦振分别为4.5 mm/s和10.3 mm/s；稳定3 min后，5号瓦轴振略有下降，6号瓦轴振、瓦振分别爬升至188 μm和13.8 mm/s；停机过程中，5号瓦最大轴振为353 μm。停机盘车5 h后，偏心恢复至35 μm，重新启动，定速2 950 r/min，5号瓦轴振300 μm，增幅较大；6号瓦轴振169 μm，变化较小。振动数据见表2，5 号、6 号瓦振动波特图如图2、图3所示。

表2 机组首次定速时X向轴振

图2 启、停机过程中5号瓦X方向轴振波特图

图3 启、停机过程中6号瓦X方向轴振波特图

2.2 振动原因分析

2.2.1 轴系质量不平衡

低压转子一阶临界转速为960 r/min，发电机一阶、二阶临界转速分别为560 r/min和1 700 r/min。5号瓦在低压转子临界转速、3 000 r/min时的轴振均很大，以工频分量为主，表明LPB 转子存在对称分量、反对称分量不平衡。6号瓦在3 000 r/min下振动较大，表明发电机转子或汽发对轮存在不平衡量。

2.2.2 轴系动静碰磨

1）定速3 000 r/min后，5号、6号瓦轴振变化量分别为19 μm∠63°和32 μm∠224°，为逐渐变化状态，表明低压转子或发电机转子发生动静碰磨，排除了部件脱落故障。

2）停机过程中，5号瓦降速时在低压转子临界转速1 160 r/min、960 r/min 时轴振分别为331 μm和217 μm，表明动静碰磨位于LPB转子上，且较严重。低压转子的临界转速为960 r/min，同类型1 000 MW 机组低压转子的临界转速为990～1 030 r/min，明显偏低，这也从另一个角度表明LPB转子发生了动静碰磨。

3）根据临界转速和3 000 r/min 时的振动值变化量，采用动平衡建模计算得出，碰磨点在LPB缸体两端或中部，径向为右上部，和水平轴右向夹角约为60°。

2.2.3 6号瓦瓦振不稳定分析

机组定速3 000 r/min，6号瓦振动大且爬升较快，原因是轴瓦动刚度差。体现在：

1）6号瓦垂直振动较大，定子汽端固有频率约52.5 Hz，接近50 Hz，易出现结构共振。

2）机组轴振、瓦振的幅值之比β是表征转子支撑系统特性的主要指标［13-14］。6 号、7 号瓦均为圆筒瓦，β值应大小相当，且同类机组的β值在5～10，而该机组6 号、7 号瓦β值分别为1.6 和4.3。这一方面说明6号瓦动刚度偏差，可能是安装缺陷或轴瓦存在缺陷；另一方面，在轴振较好的情况下瓦振偏大，说明“轴承-端盖-冷却器-台板-基础”这一系统的支撑刚度不足。发电机氢冷器位于汽端，在氢冷器顶部铺设沙袋后，6号瓦瓦振最大爬升至12 mm/s，略有改善。

因此，轴瓦故障、发电机定子底部载荷分布不均是6号瓦振动大且不稳定的主要原因，动静碰磨是次要原因。

2.2.4 结构共振

定速2 950 r/min，对发电机定子壳体振动进行测试，汽端端盖炉侧、主变压器侧垂直振动分别为116 μm 和110 μm，轴向振动分别为75 μm 和60 μm，水平振动分别为46 μm 和40 μm；励端端盖炉侧、主变压器侧垂直振动分别为33 μm 和13 μm，差别振动为20 μm，差别振动较大，表明定子底部存在虚脚现象。

在机组停机过程中，采用锤击法对5号瓦、发电机定子壳体进行固频测试，结果表明：5号瓦固有频率为19.0 Hz、53.5 Hz、350 Hz；发电机定子固有频率为17.3 Hz 和52.5 Hz。5 号、6 号瓦机座径向固有频率为19.2 Hz（1 152 r/min）和51.3 Hz，轴向固有频率46.5 Hz，见表3。其中52.5 Hz、53.5 Hz、46.5 Hz 均在（50±5）Hz 共振区内，而19.2 Hz和1 160 r/min频率一致，容易出现结构共振现象，应采取基础加固或改善、降低轴振等措施。

表3 机组基座部分测点固频计算值

3 第一阶段振动处理及分析

由上节分析可知，5 号、6 号瓦轴振较大，为典型强迫振动，主要原因为LPB 转子与发电机转子存在质量不平衡、动静碰磨、结构共振故障，且相互耦合，非常复杂。首先应对机组进行轴系动平衡，将复杂振动问题降维、解耦，降低分析难度，并验证上述分析。

3.1 现场轴系动平衡

在汽发对轮上配重1.04 kg/65°，并在LPB 转子调端、电端分别加重1.72 kg/190°和1.46 kg/190°。2019年9月4日18：30机组启动，定速3 000 r/min，5 号瓦轴振、轴向瓦振分别在70～108 μm 和16～28 mm/s内波动；6号瓦轴振、瓦振最大由52 μm、5.2 mm/s 分别爬升至165 μm 和10.5 mm/s，说明动平衡有一定的效果。轴振数据见表4。

表4 机组定速3 000 r/min时轴振数据

3.2 磨合法消除动静碰磨

定速3 000 r/min，5号、6号瓦轴振大幅改善，但仍不稳定，表明LPB 转子动静碰磨的程度有所减轻。对于动静碰磨故障，除动平衡降低轴振原始值外，通过定速3 000 r/min 运行来磨大动静间隙（即磨合法），也是消除动静碰磨的一种通用方法。因此，决定进行电气试验，持续运行32 h，期间5 号瓦轴振、轴向瓦振分别在70～108 μm 和16～28 mm/s内波动。

9月6日11：18，1号机组并网发电，成为印尼首台并网发电的1 000 MW 等级机组，期间5 号、6 号瓦轴振分别为95 μm 和85 μm，较为稳定，振动趋势如图4、图5所示。

图4 首次带负荷期间5号瓦轴振趋势

图5 首次带负荷期间6号瓦轴振趋势

9月6日晚，在阀门严密性试验中，LPB临界转速时5号瓦轴振为216 μm。停机盘车5 h，再次开机因过临界振动大而跳机，说明低压转子动静碰磨非常严重，通过短时间的盘车很难消除转子热弯曲，应对动静碰磨故障缺陷作进一步分析与处理，确保机组启动的安全性。

3.3 轴系不稳定振动分析

3.3.1 LPB转子动静碰磨原因分析

5号瓦在临界转速、3 000 r/min时轴振、轴向瓦振均超标，表明低压转子存在不平衡现象。依据首次动平衡计算，应在LPB 转子调端、电端分别加重2.8 kg和1.5 kg，不平衡量较大。而出厂动平衡报告显示，在转速1 010 r/min、3 000 r/min时的振动分别为1.45 mm/s 和0.7 mm/s，表明LPB 转子存在一定的一阶不平衡量，而二阶不平衡量较小。由此，判定不平衡量大的原因为动静碰磨、膨胀不畅等。

通过分析得知，LPB 转子的碰磨点均在右上方，位置变化较小。若LPB 内缸下沉导致动静间隙减小，在机组启动、带初负荷后停机过程中，在一阶临界转速下LPB 转子挠度增大，导致发生剧烈动静碰磨，产生热弯曲。转子发生动静碰磨，产生的附加偏心与转子长度的平方成正比，与转子的直径成反比［11］。LPB 转子长度为8.06 m，若发生动静碰磨，会产生较大的不平衡量。要消除热弯曲，需要盘车较长时间。因此，对低压缸动静间隙进行检查调整（如碰缸试验），可有效避免动静碰磨故障。

3.3.2 5号瓦轴向瓦振大的原因分析

定速3 000 r/min，5 号瓦轴向瓦振约为37.0 mm/s，加重后降低至16 mm/s，以1X分量为主。原因为：

1）不平衡量的影响。LPB 转子上存在对称或反对称不平衡分量，导致5 号瓦的轴向瓦振较大。配重后，5号瓦轴振、轴向瓦振大幅减小。

2）轴瓦轴向动刚度差。因安装、基础下沉、设计等原因，5 号瓦轴向动刚度偏低，轴振偏大时，会诱发轴向瓦振偏大。

因此，对低压转子采取调整间隙、动静碰磨、发电机定子底部载荷调整等措施，可有效治理机组振动。

4 第二阶段振动处理

4.1 LPB转子动静间隙调整

在消缺中，不揭缸的情况下进行径向碰缸试验，调整动静间隙，数据见表5。分析如下：

表5 LPB碰缸试验数据 mm

1）LPB 调端、电端左右侧总间隙1.5 mm，较安装值增加约0.3 mm，表明运行中确实出现了严重的动静碰磨。

2）LPB 调端、电端上下间隙分别为0.61 mm和0.50 mm，较安装值下沉量分别为0.18 mm 和0.31 mm；内缸中心比转子中心高0.1 mm，较安装值低0.3 mm。考虑到内缸未彻底冷却，缸体下沉量较实测值偏大，将内缸上抬0.2 mm，调整后内缸中心较转子中心高0.3 mm，即可避免动静碰磨，满足设计要求。

4.2 6号、7号瓦轴承处理

经检查，6 号、7 号瓦瓦枕和定子之间绝缘垫上径向均布的5 个紧固螺栓存在不同程度的松动，导致轴瓦自位能力变差、动刚度降低，以340 N·m的力矩逐个紧固处理。另外，6号瓦瓦枕背面研磨较差，进行了适当处理；7 号瓦瓦枕背面状态较理想。

4.3 发电机定子底部载荷分配调整

解开低发联轴器，进行发电机定子底部载荷试验，测试定子地脚负载分布发现：励端应力偏大，左、右侧载荷占比分别为100%和77%；汽端应力偏小，左、右侧载荷占比分别为12%和38%；励端和汽端的左、右侧载荷均不对称。

由于发电机轴瓦为端盖式，调整定子底部垫片，既会影响定子底部载荷分布，也会改变LPB转子与发电机转子中心。通过优化调整，确保发电机转子偏高、偏右值分别为205 μm和0，上开口、左开口分别为5 μm 和25 μm。中心调整后，再调整定子底部垫片厚度。根据定子底部载荷沿端盖到中部大致以6∶3:1 的递减分布规律，6 号瓦下方地脚左侧、右侧载荷占比为分别57%和51%，7号瓦下方地脚左侧、右侧载荷占比为分别56%和51%，满足要求。定子底部载荷分布测点如图6所示，调整前后的定子底部载荷分布如图7、图8所示。

图6 发电机定子底部载荷分布测点

图7 调整前底部载荷分布

图8 调整后底部载荷分布

4.4 轴系动平衡

检修中，调整了LPB 转子与发电机转子组成的轴系中心，为防止轴系不平衡量发生变化，拆除前期所加平衡块。2019年11月4日启动过程中，转速1 010 r/min 时4—6 号瓦轴振分别为247 μm、300 μm、117 μm，转速3 000 r/min时4—6号瓦轴振分别为48 μm、126 μm、135 μm。定速3 000 r/min时，4—6 号瓦轴振较稳定，5 号瓦轴向瓦振为28 mm/s。11月5日09：23停机过程中，转速1 005 r/min时5号轴振为354 μm，以1X分量为主，表明LPB转子与发电机转子轴系仍存在不平衡现象。

在LPB 转子调端、电端加重2.01 kg/170°、1.15 kg/160°后，于2019 年11 月10 日07：54 定速3 000 r/min，4—7 号瓦轴振均小于106 μm；磨合运行90 min 后，4—7 号瓦轴振在3 000 r/min 时的轴振分别降至31 μm、72 μm、64 μm，均大幅减小，且较稳定。动平衡前后机组振动数据见表6。

表6 动平衡前后机组振动数据

机组负荷带至1 050 MW，5号、6号瓦轴振均小于90 μm，5号、6号瓦径向瓦振小于4.5 mm/s，5号瓦轴向瓦振在6～8 mm/s内波动，机组可安全稳定运行。不同工况下的轴振数据见表7。此后的运行中，机组振动稳定，顺利完成RB（快速减负荷）试验、甩负荷试验，顺利通过168 h 试运行，一直安全稳定运行至2020 年10 月底的检查性大修，期间振动较稳定。

表7 不同工况下的轴振

5 机组轴系稳定性提升措施

5.1 2号机组轴系稳定性提升措施

在该发电厂2号机组调试前，为预防出现轴系振动不稳定故障。对LPA、LPB 进行了基于碰缸试验的动静间隙优化，调整了发电机定子底部载荷，并对6号瓦的安装进行了调整。在2020年7—9 月的调试中，机组在不同工况下的轴振均小于60 μm，5 号瓦轴向瓦振小于5 mm/s，均为优良，而且振动稳定。

5.2 1 号机组碰磨的验证及轴系稳定性提升措施

在2020 年12 月的检查性大修中发现，1 号机组低压缸部分汽封存在碰磨痕迹，其中LPB 电端第5、第6级隔板汽封齿磨损量分别为1.4～1.6 mm和0.6～0.9 mm，磨损很严重。LPA未现严重的碰磨痕迹，也验证了LPB确实出现了严重动静碰磨。

在1号机组调试中，通过1次动平衡有效减小了LPB 转子与发电机转子的轴系振动，验证了低压转子上确实存在不平衡量，也降低了动静碰磨的概率及严重程度。另外，基于不揭缸条件下的碰缸试验，可快速准确地调整落地式单支撑汽轮机动静间隙，是预防动静碰磨的一项关键措施。

6 结语

通过对某厂2台1 050 MW机组振动故障的治理及预防，使机组的安全可靠性大幅提高。结论如下：

1）动静间隙调整与现场动平衡相结合，是治理转子动静碰磨的有效方法。通过轴系动平衡减振，降低动静碰磨的概率与程度；碰缸试验可在不揭缸条件下，精准调整落地式单支撑汽轮机动静间隙，可有效预防动静碰磨的发生，提升机组轴系稳定性。

2）基于载荷分布试验的定子底部载荷均匀性调整，可提高发电机定子、轴瓦的连接刚度，作为1 050 MW大型发电机定子安装、检修的关键工艺，可有效预防发电机不稳定振动故障。