付 成

（甕福達州化工有限責任公司裝備部，四川達州 635000）

0 引言

汽輪機組振動的大小直接關系到機組能否安全運行，當機組長期在振動超標下運行時，會導致機組運行壽命減短。汽輪機組振動超標是較為復雜的故障，由于機組的振動往往受多方面的影響，因此對汽輪機組振動進行測試和診斷，找準原因是解決汽輪機振動超標的關鍵。

1 故障現象

抽汽背壓式蒸汽輪發(fā)電機組，CB25-3.43/1.6/0.6型汽輪機由青島捷能汽輪機有限公司生產，額定轉速3000 r/min；QF-25-2型發(fā)電機由四川東方電機有限公司生產，額定功率25 MW。由于生產過程中實際蒸汽量和汽輪機額定進汽量差距較大，使得汽輪機長期低負荷運行，發(fā)電效率低，汽耗率高。2017年8月青島捷能汽輪機有限公司對該機組進行了節(jié)能改造，將原機組改造為CB6.8-3.43/1.6/0.6。機組改造后啟動，汽輪機前軸相對軸振達到210 μm以上（報警值160 μm），并有持續(xù)增大趨勢。

2 故障原因分析

2.1 振動測試

通過負荷調整，在機組負荷6.8 MW，2 MW和0.5 MW時，分別測試汽輪機前后軸兩垂直方向（X向與Y向）上的相對軸振值，見表1、表2和表3；在負荷6.8 MW時還對汽輪機軸承座振動值進行了現場測量見表4，注：表中所有振幅為峰峰值（p-p）。

2.2 機組存在的振動問題

由上訴振動測試得知，該機存在的主要問題是機組在帶負荷6.8 MW時，汽輪機前軸X向相對軸振增大至214 μm，汽輪機前軸Y向相對軸振增大至155 μm。

2.3 振動故障診斷

振動增大主要表現在汽輪機前軸相對振動上，通過測試軸承座振動，汽輪機前軸承座振動也有很好的對應關系，這說明振動為真實振動，可以排除傳感器假信號的問題。其中振動增大成分為工頻振動（圖1），波形圖為正弦波（圖2），軸心軌跡為橢圓形（圖 3）。

表1 負荷6.8 MW時的汽輪機相對軸振值

表2 負荷 2MW時的汽輪機相對軸振值

表3 負荷0.5 MW時的汽輪機相對軸振值

表4 負荷6.8 MW時現場測量軸承座振動值

圖1 ch1振動頻譜

圖2 ch1振動波形

通過11月9日降負荷試驗得知，其振動跟負荷有直接對應關系（圖4），振動穩(wěn)定，且存在著明顯的時滯現象，經計算汽輪機前軸和汽輪機后軸相對振動熱變量相位基本相同，幅值來看汽輪機前軸相對振動是汽輪機后軸的2倍。由此可以推斷出，轉子發(fā)生了熱彎曲現象，且重點發(fā)生在汽輪機轉子的前半部分。汽輪機振動機理：當蒸汽流量增大后，轉子受熱增加，當在徑向方向膨脹系數或者溫度不一致時，一側膨脹大，一側膨脹小，即出現彎曲變形，這個彎曲變形由于離開了回轉中心線，所以造成振動直接疊加在原始振動上使其增加。由于這個現象是受熱狀態(tài)后改變，所以存在明顯的延時現象。這也是為什么加負荷后一段時間振動才開始增加，降負荷后一段時間振動才開始減小的原因（圖2）。

圖3 ch1軸心軌跡

3 解體檢查情況

停機揭開汽輪機前軸承座，檢查發(fā)現汽輪機前軸瓦嚴重損壞（圖5），驗證了汽輪機前軸振動的真實性。同時，檢查還發(fā)現主油泵葉輪套裝緊力不足（實測有60 μm的間隙），導致與軸配合松動的問題。

圖4 降負荷試驗中振幅變化情況

圖5 汽輪機前軸瓦損壞情況

4 處理措施

（1）更換汽輪機前軸瓦。汽輪機前軸瓦主體材料為巴氏合金，更換軸瓦時，安排技術嫻熟經驗豐富的鉗工對軸瓦進行刮削，回裝時各部位間隙和配合嚴格滿足安裝說明書的要求。

（2）調整主油泵葉輪套裝緊力。通過對主油泵泵軸進行激光熔覆，然后上車床重新加工外圓，保證主油泵葉輪孔徑與軸徑有約30 μm的過盈配合量，重新銑鍵槽和加工鍵，并回裝到位。

（3）高速動平衡校正。轉子做高速動平衡校正，對轉子熱彎曲角度進行計算，通過在其對面加重一定的計算補償重量，來補償熱態(tài)下的轉子彎曲量。轉子經高速動平衡校正后，在3000 r/min轉速下實測數據為：進氣側振動烈度為0.247 mm/s，排氣側振動烈度為0.373 mm/s（圖6），低于允許振動烈度值1.5 mm/s，試驗合格。

圖6 轉子經高速動平衡校正后的振動烈度

通過上述處理后，汽輪機重新回裝開車，振動值明顯下降，其中汽輪機前軸相對振動值降到140 μm以下，故障解決。