屈 斌，張 寧，馬會云，張 利

（1.國網天津市電力公司電力科學研究院，天津 300384；2.天津軍糧城發(fā)電有限公司，天津 300300）

汽動給水泵油膜振蕩故障分析與處理

屈 斌1，張 寧1，馬會云2，張 利1

（1.國網天津市電力公司電力科學研究院，天津 300384；2.天津軍糧城發(fā)電有限公司，天津 300300）

某電廠200 MW汽輪機組的汽動給水泵組在運行中多次出現振動突增并導致跳閘，通過對故障進行分析診斷確認為油膜渦動引發(fā)油膜振蕩所致，并在多次治理與現場試驗中最終找到故障根源為基礎的不均沉降，通過采用減小軸承頂部間隙的方法將故障成功消除。

汽動給水泵；油膜渦動；油膜振蕩；軸承頂隙

0　概述

某電廠200 MW汽輪機組汽動給水泵為2007年加裝的全容量泵組。小汽輪機型號為TGQO6/7-1，由北京電力設備總廠制造，采用全周式進汽方式。汽動給水泵由沈陽水泵股份有限公司制造，汽動給水泵組4個軸承均為圓筒瓦，其中1，2號軸承支撐汽輪機轉子，3，4號軸承支撐給水泵轉子，1，2號軸承配備了軸振傳感器。小汽輪機轉子為整鍛實心轉子，與汽動給水泵轉子采用疊片式撓性聯軸器進行連接。汽動給水泵組與主機一同坐落于18 m平臺上。

1　故障分析診斷

自2014年初，該小汽輪機組1，2號軸承軸振幅值開始突然增大，且多發(fā)于汽輪發(fā)電機組高負荷工況下，最大振幅呈現逐漸升高的趨勢。當小汽輪機組振動正常未出現異常增大時，軸振幅值基本維持在20-30 μm。

2014-04-08，該小汽輪機組振動再次突然增大，2號軸振X向振幅達到150 μm，觸發(fā)了保護導致跳閘。1號X向、1號Y向、2號Y向振幅也都達到100 μm以上，跳閘時汽輪發(fā)電機組負荷為180 MW。

針對這一問題，利用專業(yè)儀器對小汽輪機的振動情況進行監(jiān)測分析。4月9日啟動汽動給水泵，在轉速升至4 800 r/m in之前，1號、2號軸振幅均維持在20-30 μm的較低水平，包括過臨界在內的最大幅值不超過40 μm。但當轉速升到4 800 r/m in時，1、2號軸振幅突然上升，最大振幅出現在1號瓦，達到82 μm。而當轉速達到5 000 r/m in以上時，振動幅值又恢復至之前水平。

由小汽輪機啟動波德圖可知，在4 800 r/m in 至5 000 r/m in的轉速區(qū)間內，通頻振幅（上部曲線）較其他轉速下明顯升高。汽輪機轉子的臨界轉速分別為，一階：2 550 r/m in；二階：12 220 r/m in。顯然，這里振幅的升高并不是過臨界造成的，而且在通頻振幅升高時，基頻振幅值并未升高而是繼續(xù)維持在較低水平，這說明整體振幅的升高是由其他頻率分量造成的，需要觀察頻譜圖做進一步分析。

圖1為振幅最大時的頻譜圖，此時轉速為4 824 r/m in，一倍頻頻率為80.40 Hz，幅值3.9 μm；左側較高的峰值為半頻分量，其頻率為40.20 Hz，幅值78.3 μm。通過對比圖譜中半頻與一倍頻的大小可見，此時的通頻振幅絕大部分為半頻成分。

圖1　振動故障頻譜圖

圖2為振動故障發(fā)生前的頻譜圖，此時給水泵轉速為4 568 r/m in，通頻振幅32.96 μm，基頻振幅26.25 μm。半頻處也有幅值出現但很小，約為1 μm。通過對比振動故障發(fā)生前后的頻譜圖不難發(fā)現，振幅突然升高是由于半頻分量的突增造成的。在隨后的監(jiān)測中發(fā)現，給水泵轉速在反復升降的過程中，每次經過或停留于4 800 r/m in附近時均會出現振動升高的情況，且同樣為半頻分量突增所致。

圖2　故障發(fā)生前的頻譜圖

至此歸納出該機組振動故障的特點：

（1） 振動增大與轉速有關，且發(fā)生于4 800 r/m in附近。在此基礎上轉速升高或降低振動均恢復正常；

（2） 振動故障發(fā)生時振幅以半頻分量為主；

（3） 未發(fā)生振動故障時機組振動幅值較低；

（4） 振動增大具有突發(fā)性。

由半頻分量引起的振動故障原因多為油膜渦動或汽流激振，而汽流激振多發(fā)生在高參數的大中型機組上。該小汽輪機采用4抽的低參數蒸汽，出現汽流激振的可能性不大。此外汽流激振一旦出現，引起的振動將隨著進汽量的升高而升高，不應出現進汽量增大振動反而恢復正常的情況。為進一步論證故障原因為油膜渦動，排除汽流激振的可能性，進行了變油溫試驗。在保證機組其他運行參數不變的前提下，首先穩(wěn)定轉速至4 800 r/m in以激發(fā)振動故障，然后將潤滑油供油溫度從當前的41 ℃升至45 ℃（每5 m in升高1 ℃），之后將供油溫度降降至38 ℃（每5 m in降低1℃）?？紤]到機組安全試驗中只將溫度降低到38 ℃。以1號軸振為例，變油溫試驗數據如表1所示。

在變油溫試驗中溫度升高，潤滑油粘度下降，油膜穩(wěn)定性增強，使軸承趨于穩(wěn)定，振動減少；反之，溫度降低，潤滑油粘度增加，穩(wěn)定性減弱，使軸承穩(wěn)定性變差，振動增強。這種現象是典型的油膜渦動的特征。

表1　變油溫試驗數據

油膜渦動是一種自激振動。假設1根不受任何載荷、完全平衡的理想轉軸在高速轉動時，其軸徑中心應與軸承中心重合。如果轉軸受到外力擾動，就會使軸徑中心偏離軸承中心產生1個小位移，軸徑在軸承中的位置如圖3所示。此時，偏離軸承中心的軸徑將受到油膜彈性恢復力的作用，以迫使軸徑回至原中心位置。同時軸頸的偏移使油流的壓力分布發(fā)生變化，被軸頸帶動而高速流動的潤滑油從大間隙流進小間隙，油壓逐漸升高，形成圖中所示的高壓區(qū)，而流出后的油壓逐漸降低，形成低壓區(qū)。這2個區(qū)域的壓差整體上垂直于軸頸偏移方向，形成失穩(wěn)分力，它具有迫使轉軸沿著垂直于徑向的偏移方向進行同向渦動的趨勢。

圖3　軸頸受力分析

實際運行中的汽動給水泵汽輪轉子軸頸中心并不是與軸承中心完全重合的，因此產生了渦動失穩(wěn)，這種渦動的頻率等同或略小于轉軸工頻的一半。一旦發(fā)生渦動，轉軸又將受到離心力的作用。這個離心力又會進一步加大軸徑的偏移量，從而進一步減小油膜間隙，使壓差增大，使失穩(wěn)分力更大，如此周而復始形成自激振動，這就是油膜渦動的形成機理。當轉軸的工作轉速低于2倍的一階臨界轉速時，渦動的頻率低于該臨界轉速，此時振動水平相對較輕，稱為油膜渦動。但當轉軸的工作轉速達到2倍的一階臨界轉速時，油膜渦動頻率與臨界轉速重合，產生共振，發(fā)展成為油膜振蕩。由于油膜振蕩的本質是一種共振，因此它的破壞性非常大，容易造成設備的損壞。

在變油溫試驗中，隨著油溫升高，潤滑油粘度下降，油膜穩(wěn)定性增強，使軸頸趨于穩(wěn)定，振動減??；反之，油溫降低，潤滑油粘度增加，油膜穩(wěn)定性減弱，使軸承穩(wěn)定性變差。至此可以斷定該機組的振動故障是由油膜渦動造成的油膜振蕩引起的。

2　故障處理過程

該類故障的處理思路主要有2個方面。

（1） 減小擾動，消除轉軸偏離平衡位置的誘因。主要從減小轉子的原始振動入手，也就是通過動平衡加重來降低轉子的不平衡振動水平。監(jiān)測發(fā)現：1號、2號軸振的一倍頻一直穩(wěn)定在20-30 μm，可改善的潛力很小，而且這種振動幅值對轉子的擾動十分有限，并不是引起油膜渦動的主要原因。

（2） 由于該小汽輪機組長期未檢修，推測是軸系中心、軸瓦間隙在運行中發(fā)生了變化，從而導致軸承穩(wěn)定性下降并造成油膜渦動。于是決定進行揭瓦檢修：檢查軸瓦磨損情況；復核軸瓦緊力、間隙及復核轉子中心數據。

經過檢修發(fā)現，2號軸承上瓦出現碎裂，下瓦有輕微磨損，頂部間隙達到0.43 mm。于是更換內瓦并調整頂部間隙到0.36 mm，以滿足廠家給出的0.32-0.39 mm的標準要求。

2014-04-18再次啟動小汽輪機組。此時，1號、2號軸承的振動情況得到明顯的改善，但是每當小汽輪機組轉速達到4 800 r/m in附近時，仍然會出現半頻振動分量突增的情況，只是最大振幅由之前的90 μm降低到60 μm。該機組的油膜渦動故障并未完全消除。該小汽輪機在此狀態(tài)下運行到2014年9月，再次停機對其進行全面檢修，檢查轉子末級葉片、平衡塊、汽封等部位，均未發(fā)現異常。測量軸彎曲度、晃度、瓢偏、通流間隙、汽封間隙等全部符合工藝要求。但2號軸承下瓦烏金出現大面積碎裂，為此更換了新軸瓦。按技術要求，將1號瓦頂隙調整為0.30 mm，2號瓦頂隙0.35 mm。檢修完畢再次啟動機組，振動情況得到較大改善，機組經過4 800 r/m in附近時振幅降低至40 μm以內，但頻譜圖顯示半頻分量仍然存在。

2014-10-31T17：00，小汽輪機再次出現油膜振蕩，2號軸振X向達到154 μm觸發(fā)保護跳機，同時2號軸振Y向64 μm，1號軸振X向134 μm，Y向81 μm，小機轉速4 830 r/m in。經過2次檢修，對損傷軸瓦進行了更換并將各項檢修指標全部調整至標準要求，仍然出現油膜振蕩。

為了查找最終原因，對汽動給水泵進行了振動外特性測試，分別對基礎、地腳、軸承座進行振動測量。發(fā)現水泵基礎振幅達到了20 μm，而相鄰同型機組的汽動給水泵地面基礎的振動值只有2 μm，這說明基礎出現了松動。為了查清是否因基礎松動導致機組不均勻沉降，重新校核了軸頸揚度值，發(fā)現1號軸頸前揚0.45 mm；2號軸頸前揚0.26 mm。而設計安裝要求為：1號軸頸前揚0.16 mm；2號軸頸后揚0.20 mm，二者相去甚遠。由于該小汽機采用的是一體式設計，1號、2號軸承箱與汽輪機本體連接在一起，軸承座臺板的墊鐵也被澆筑在基礎里，軸承內沒有可調整的墊鐵，因此無法進行軸承標高的調整。這說明揚度的變化是由不均勻沉降造成的，而不均勻的沉降使各軸承的載荷分配發(fā)生了變化，有的軸承因此載荷變輕從而造成軸承穩(wěn)定性下降。由于該機組特殊的設計使得揚度無法通過軸承標高的調整完全恢復至標準要求，只能通過其他手段來改善軸承的穩(wěn)定性。因此，對軸承的承載原理需做更加深入的分析與研究。

圖4為軸承內油膜壓力分布圖，其中：θ為偏位角；e為偏心距；R為軸承半徑；r為軸頸半徑；hmin為最小油膜厚度。軸承的承載能力與多種參數有關，對于圓柱軸承可用下式表示：

式中：P為軸承載荷；Ψp為軸承承載能力系數；μ為潤滑油動力黏度系數；l為軸承長度；d為軸頸直徑；ω為軸頸旋轉角速度；Ψ為相對間隙，Ψ=c/r；c為平均間隙，c=R-r。

圖4　軸承內油膜壓力分布

從上式分析，Ψp是相對偏心率ε（ε=e/c）和軸承長徑比l/d的函數，偏心率越大或軸承長徑比越小，Ψp也越大，軸承的載荷P也越大，軸承越穩(wěn)定。同樣，如果能夠減小相對間隙Ψ也可以提高載荷P，使軸承更加穩(wěn)定。要同時實現這2點，可以通過減小平均間隙c。在檢修上，減小平均間隙就是減小軸承頂隙。當然減小軸承長徑比也可以加強軸承的穩(wěn)定性，但是縮短軸承的長度對軸承的改造程度過大且不可逆，不作為首選的方案。

于是決定進一步減小軸瓦頂隙。雖然原先1號、2號軸承的頂隙已經滿足了廠家的標準，但是由于機組發(fā)生了不均勻沉降，需要突破這個標準來改善振動情況，因此決定采用橢圓軸承頂部間隙標準的要求，即軸頸徑值的1.0 ‰-1.5 ‰。該小汽輪機組1號瓦軸徑：120 mm，2號瓦軸徑：160 mm，按照該標準計算，其頂隙可以分別降低至0.12 mm 和0.16 mm的下限。油膜渦動具有傳導性，往往由一個軸瓦產生后傳遞至其他軸承，雖然機組2次跳機均由2號軸振觸發(fā)，但因此斷定油膜渦動完全由2號軸承引起并不嚴謹，監(jiān)測儀器也并未監(jiān)測到振動激起時1號、2號軸承有明顯的先后順序，所以決定將1號、2號軸承的頂隙同時減小。又考慮到避免出現干摩擦，決定將1號、2號頂隙在原基礎上分別降低0.1 mm，達到0.20 mm和0.25 mm。

處理后的小汽輪機組于11月21日再次開啟，啟動后在各個轉速下均未出現半頻分量，高低負荷下振幅穩(wěn)定。運行過程中的瀑布圖顯示振動幾乎以一倍頻為主，低頻成分完全消失。在之后的運行中該機組再也未發(fā)生振動異常，故障處理取得成功。

3　結束語

油膜渦動和油膜振蕩是一種比較常見的振動故障。油膜渦動頻率為基頻的一半或略低。當汽輪機轉子轉速達到轉子一階臨界轉速2倍時，油膜渦動與轉子一階臨界轉速重合發(fā)生共振，油膜渦動發(fā)展為油膜振蕩，振幅劇烈升高，引起跳機。該公司小汽輪機故障就屬此類。解決油膜振蕩故障可以采取的辦法有：減小軸瓦頂隙、增加軸承載荷、更換穩(wěn)定性較強的軸瓦等。而在運行中如果急于降低油膜振蕩的幅值也可以采取臨時提高油溫或投入頂軸油的措施。

1 施維新.汽輪發(fā)電機組振動及故障（第二版）［M］.北京：中國電力出版社.2008.

2 羅劍斌，盧一兵，劉占輝，等.660 MW超超臨界鍋爐給水泵振動故障診斷［J］.電力安全技術，2012，14（2）：12-14.

3 汪杰斌，章遐林，楊 斌，等.給水泵汽輪機振動大跳閘原因分析及防范措施［J］.電力安全技術，2011，13（10）：14-1.

2015-07-27；

2016-03-27。

屈 斌（1987-），男，助理工程師，主要從事旋轉機械振動故障診斷領域工作，email：dajiangjun188@126.com。

張 寧（1960-），男，高級工程師，從事旋轉機械振動故障診斷工作。

馬會云（1962-），女，高級工程師，主要從事汽輪機技術專業(yè)工作。

張 利（1985-），男，高級工程師，主要從事汽輪機振動技術、節(jié)能技術方面工作。