應(yīng)光耀，吳文健，童小忠，李衛(wèi)軍

（浙江省電力試驗研究院，杭州 310014）

上海電氣集團引進西門子技術(shù)的超超臨界1 000 MW汽輪發(fā)電機組，大都存在低壓轉(zhuǎn)子軸承座振動（又稱瓦振）超標(biāo)問題，嚴(yán)重威脅機組的安全運行。以國電浙江北侖第三發(fā)電有限公司7號機組（簡稱北侖7號機）4號軸承座振動成功治理的實踐為例，分析了軸承座振動大的特征，總結(jié)了治理瓦振的關(guān)鍵要素。

1 振動異?，F(xiàn)象

北侖7號機組汽輪機型號為N1000-26.25/600/600（TC4F），發(fā)電機型號為 THDF 125/67。機組軸系由高壓轉(zhuǎn)子、中壓轉(zhuǎn)子、2根低壓轉(zhuǎn)子、發(fā)電機轉(zhuǎn)子和勵磁機轉(zhuǎn)子組成。各轉(zhuǎn)子之間采用剛性聯(lián)軸節(jié)連接，汽輪機轉(zhuǎn)子由5個徑向橢圓軸承支撐，高壓轉(zhuǎn)子為雙支撐結(jié)構(gòu)，中壓轉(zhuǎn)子和2個低壓轉(zhuǎn)子為單支撐結(jié)構(gòu)，而發(fā)電機與勵磁機轉(zhuǎn)子為三支撐結(jié)構(gòu)，軸系布置如圖1所示。

2009年4月11日，北侖7號機組首次沖轉(zhuǎn)至3 000 r/min。剛到3 000 r/min時，各瓦軸振和瓦振值見表1，5-7號軸振超過優(yōu)良值，5X軸振已有105 μm，4號瓦振已超標(biāo)，但4號軸振仍為優(yōu)良值，僅54 μm。隨后機組定速做電氣試驗，期間4號瓦振、軸振緩慢爬升，當(dāng)4號瓦振爬升至11.8 mm/s（跳閘保護定值）時，機組跳閘。

圖1 軸系布置示意圖

在之后的電氣試驗試運期間，4號瓦振一直無法穩(wěn)定，在定速時始終出現(xiàn)波動爬升現(xiàn)象，多次達(dá)到保護定值導(dǎo)致機組跳閘。4號瓦振爬升至跳機的時間短則幾小時，最長能夠運行時間不超過12 h，已嚴(yán)重威脅到機組的安全運行，如不處理解決，機組將無法長周期運行。為了解和分析4號瓦振爬升故障特征，安排相關(guān)振動試驗。

表1 北侖7號機首次3 000 r/min時的振動情況

2 振動試驗

2.1 軸承座外特性試驗

西門子機組的3-5號軸承座均為落地式。瓦振為10.2 mm/s時，對4號軸承座進行了剛度外特性試驗，試驗結(jié)果見圖2?？芍S承座垂直方向振動很大，兩側(cè)基礎(chǔ)的振動為30 μm左右，4號軸承座的差別振動很小，說明部件的連接狀況不存在問題，轉(zhuǎn)子振動的強迫力已全部傳遞在軸承座上。軸承座圖示各測點的水平方向振動、軸向振動都比較小。

圖2 4號軸承座垂直振動數(shù)據(jù)（單位：μm）

2.2 運行參數(shù)調(diào)整試驗

（1）機組升降速過程中，轉(zhuǎn)速為2 760 r/min和2 940 r/min時4號瓦振有振動峰值。為驗證4號軸承座是否存在結(jié)構(gòu)共振，進行了提升轉(zhuǎn)速試驗。當(dāng)轉(zhuǎn)速為3 030 r/min時，4號瓦振和軸振也始終在爬升；轉(zhuǎn)速為3 050 r/min時，瓦振慢慢穩(wěn)定。說明提高轉(zhuǎn)速能降低瓦振，而軸振無變化，但穩(wěn)定在高轉(zhuǎn)速時，瓦振仍然會出現(xiàn)波動。

（2）變油壓試驗。潤滑油壓由0.36 MPa提高至0.46 MPa，4號瓦振由9.5 mm/s降至9.0 mm/s，運行了近5 h后，瓦振又開始爬升，油壓下降至0.32 MPa對瓦振也無改善。說明油壓的改變對振動只是一個小擾動，有時候可能會改善瓦振，但無必然聯(lián)系。

（3）變真空試驗。真空由0.004/0.005 MPa下降至0.008/0.009 MPa，瓦振由9.9 mm/s上升至10.3 mm/s，將真空恢復(fù)，瓦振由10.3 mm/s恢復(fù)到9.8 mm/s，軸振基本不變。

3 振動故障特征分析

根據(jù)振動理論[1-2]，轉(zhuǎn)子－軸承系統(tǒng)的振動情況取決于激振力和軸承動剛度的影響。在線性系統(tǒng)中，轉(zhuǎn)子系統(tǒng)軸振的振幅與轉(zhuǎn)子的激振力成正比，與油膜剛度成反比，轉(zhuǎn)子－軸承系統(tǒng)瓦振的振幅與轉(zhuǎn)子的激振力成正比，與動剛度成反比。動剛度是總的剛度系數(shù)，包括油膜剛度、軸承座和基礎(chǔ)動力特性。4號軸振和瓦振都以工頻分量為主，屬于強迫振動范疇，振動爬升增加的幅值也以工頻分量為主，4X軸振值由最初的70 μm爬升至120 μm甚至更高，瓦振由最初8.0 mm/s爬升至11.8 mm/s的跳機值。爬升過程中軸振和瓦振的相位基本未變，屬于工頻失穩(wěn)問題。

在額定轉(zhuǎn)速下，軸振和瓦振的工頻相位、轉(zhuǎn)子激振力的位置及轉(zhuǎn)子的不平衡量都基本不變，引起工頻的幅值持續(xù)緩慢上升，軸承座整體動剛度緩慢下降或存在結(jié)構(gòu)共振。而引起軸承座整體動剛度下降的因素有：油膜剛度下降，軸承座連接剛度下降，軸承座動力特性變差。在軸振爬升過程中，間隙電壓基本不變，說明油膜的厚度沒有變化，且油溫也沒有變化，可以認(rèn)為軸承的油膜動力特性沒有變化。軸承座外特性試驗結(jié)果說明，表面軸承座的連接剛度也不存在問題。變轉(zhuǎn)速試驗表明，4號瓦振始終存在2 760 r/min和2 940 r/min的共振峰，3 050 r/min有利于振動的穩(wěn)定，瓦振較高時，提高轉(zhuǎn)速能使瓦振短時間內(nèi)下降，降低轉(zhuǎn)速能使瓦振短時間上升，但瓦振緩慢波動爬升的趨勢仍然存在。運行參數(shù)調(diào)試試驗表明，外界的小擾動能使瓦振變化，有時候改變運行參數(shù)能改善瓦振，對軸振沒有影響。

由上分析可知，引起4號瓦振、軸振爬升最有可能的因素為軸承座動力特性變差，軸承座在安裝質(zhì)量方面存在一定的問題，使得軸承座動剛度下降，且影響支撐系統(tǒng)的固有頻率。

4 振動處理

由上述分析可知，4號軸振和瓦振是同步上升的，振幅變大后，4號軸振和瓦振并不再同步變化，因此需采取兩方面的措施[2]：降低軸系的激振力，通過動平衡處理降低軸振；提高軸承座的動剛度，仔細(xì)檢查軸承座剛度的接觸面和間隙。

4.1 軸承座的檢修處理[3]

影響軸承座支撐系統(tǒng)剛度的關(guān)鍵因素為支承墊塊與瓦枕接觸面。瓦振對接觸面極其敏感，對接觸面要求非常高。西門子軸承的支承墊塊為圓球形，而軸承支架為圓柱形，理論上兩者為線接觸，經(jīng)研磨后，此處將形成類似橄欖球形狀的接觸面，接觸面中部寬度約20 mm。在檢修中發(fā)現(xiàn)，該接觸面嚴(yán)重?fù)p傷，經(jīng)返廠處理軸承底部調(diào)整塊和軸承支座，現(xiàn)場再對底部調(diào)整塊和軸承支座進行研磨，確保符合接觸面安裝要求。

4.2 低壓轉(zhuǎn)子動平衡處理

由表1和表2可知，低壓轉(zhuǎn)子還存在一定殘余的不平衡量，在4號軸振爬升的同時，5號軸振有一定的下降。從低壓轉(zhuǎn)子振動相位來看，4號與5號軸振呈反相關(guān)系，振動爬升后相位基本不變，可以用熱態(tài)動平衡法降低軸振，減少軸系的激振力，但低壓轉(zhuǎn)子為單支撐結(jié)構(gòu)，轉(zhuǎn)子的振型相互影響，給動平衡處理帶來一定難度。

為了降低4號軸振爬升值，采用熱態(tài)平衡方法，第一次加重方案為低壓轉(zhuǎn)子A靠4號瓦末端平衡槽加重830 g。根據(jù)加重效果，調(diào)整該平衡塊角度，在軸承座第二次處理后，保證了機組能長時間運行。在第三次處理中，考慮到4號和5號軸振呈反相關(guān)系，在低壓轉(zhuǎn)子B側(cè)靠5號瓦末端平衡槽加重840 g。加重后軸振值見表2，可知低壓轉(zhuǎn)子軸系軸振下降明顯，帶滿負(fù)荷后，振動也在優(yōu)良范圍內(nèi)，已有效減少轉(zhuǎn)子系統(tǒng)的激振力。

經(jīng)過軸承座檢修和動平衡處理，機組重新啟動沖轉(zhuǎn)至3 000 r/min，額定轉(zhuǎn)速時，4號瓦振動最高3.8 mm/s，帶額定負(fù)荷時，4號瓦振最高為4.2 mm/s。經(jīng)過此次檢修，北侖7號機4號瓦振超標(biāo)問題得到徹底解決。

表2 低壓轉(zhuǎn)子動平衡前后的振動實測值（通頻/1倍頻∠相位） μm/μm∠°

5 結(jié)論

（1）對于瓦振和軸振不穩(wěn)定超標(biāo)的治理，動平衡處理和軸承座處理必須同步進行。由于低壓轉(zhuǎn)子軸系為單支撐結(jié)構(gòu)，軸振的動平衡處理不能僅限于同一軸承座的振動，要降低整個軸系的軸振，減少轉(zhuǎn)子系統(tǒng)的激振力。

（2）采用西門子技術(shù)的軸瓦支承墊塊為球面，軸承支架為圓柱面，兩者接觸面為球面對圓柱面的接觸，理論上為線接觸，對接觸面極其敏感，即對接觸面要求非常高，因此，必須嚴(yán)格對照西門子公司對接觸面的要求，認(rèn)真做好研磨工作，確保接觸面符合要求。

[1]鐘一諤，何衍宗，王正，等.轉(zhuǎn)子動力學(xué)[M].北京：清華大學(xué)出版社，1987.

[2]張學(xué)延.汽輪發(fā)電機組振動診斷[M].北京：中國電力出版社，2008.

[3]陳建縣.1 000 MW超超臨界機組汽輪機軸瓦振動原因分析及處理方法[J].華東電力，2010，38（3）:421-423.