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某厂汽轮机振动大原因分析及应对措施
摘要：汽轮机作为发电机组关键的大型设备，其轴承振动大对设备损伤非常严重，查找出原因及针对性处理措施很重要。针对某公司配套的抽汽背压发电机组在原始开车过程振动大问题进行了分析，找到了原因及处理方法，成功降低了振动烈度，处理过程及方法对同行类似问题具有一定的参考意义。
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某厂汽轮机为热电联产机组，型号CB25-8.83-3.5-0.6，为国内设计生产，其配套发电机也为国内设计生产。调试过程中发生振动大的#3轴承为汽轮机厂家配套提供。汽机设计参数见表1。
表1汽机设计参数
1、汽轮机基本情况
1.1蒸汽流程
来自锅炉的新蒸汽经电动主汽阀到汽轮机调节主汽门，在4个调节汽阀的控制下进入汽轮机各喷嘴膨胀做功，做功后部分蒸汽到3.5 MPa的热网，部分蒸汽继续做功后到高加，剩余排汽进入排汽0.6 MPa的蒸汽热网。
1.2轴系情况
该汽轮发电机共有4个轴承，其中#1～#3轴承由汽轮机厂家设计供货，#4由发电机厂家供货。#1轴承位于汽轮机前轴承箱，#2、#3位于后轴承箱，#4位于发电机自由端，轴承布置图见图1。
图1汽轮发电机组轴承布置图
1.3初始开车过程存在的异常情况
由于初始开车时对设备性能尚处于熟悉阶段，无参考经验，故在摸索中前进。具体开车情况如下：
1）第一次冲转
主蒸汽按额定参数9.0 MPa、535℃冲转，当转速至1 200 rpm时，#2瓦Y向振动达254μm/s，同时X向达127μm/s，触发机组轴承振动高联锁跳停。此后多次尝试各种压力的冲转，均发生#2瓦Y向振动联锁跳停。
2）第二次冲转
根据第一次开车振动异常情况，对系统进行了彻底排查，发现疏水系统未按图纸施工，原本应直接排入大气的主蒸汽疏水进入了汽机本体疏水扩容器，因此怀疑主汽管道暖管过程中有部分疏水进入汽轮机，造成上下缸变形而引起振动，为此，对疏水系统进行了改正。
改正后，按主汽压力2 MPa冲转，当转速至1 000 rpm时，#1瓦轴振Y向230μm/s，手动打闸后偏心300μm（满量程），惰走过程发现#1、#2轴承有间断异音，停止冲转。
5 d停盘车后，拆前轴承盖检查,确认异音为飞环和遮断器转动过程碰磨发出，检查发现间隙未达到厂家设计的遮断器外圆晃动≯0.2 mm的要求。重新调整遮断器，再连续盘车后异音消失。
再次冲转至800 rpm时，#2瓦轴振Y向至123μm/s。转速至1 000 rpm时，#1瓦轴振X和Y向同时到200μm/s。降速至850 rpm，振动下降至150μm/s。反复提升转速到1 000 rpm，振动仍升高到200μm/s且无下降趋势，打闸再次排查振动大原因。
3）第三次冲转
根据前两次的开车振动，分析为汽轮机和发电机联轴器对中不满足要求。拆检#2轴承箱，重新测量各轴瓦间隙和联轴器对中数据，并严格按设备厂家提供的数据进行找正和瓦间隙调整，之后进行了第三次开车。
主汽压0.6 MPa，冲转至500 rpm暖机，轴承振动最大60μm/s。转速升至800 rpm,#3瓦轴振动71μm/s。转速升至1 000 rpm,#3瓦轴振动至86μm/s。主蒸汽全压过临界，#2瓦X向最大140μm/s,#3、#4瓦200μm/s，被迫打闸停机。
接下来的第二天上午再次冲转，主汽压力2 MPa，冲转转速1 000 rpm,#1瓦X和Y向振动同时达200μm/s，打闸后偏心200μm。
下午第二次冲转，压力2 MPa，转速1 200 rpm，暖机14 h。第三天过临界时，振动正常，#2瓦轴振Y向102μm/s。转速升至2 900 rpm时，#3瓦Y向上升至127μm/s，降速后振动随着下降。转速降至2 500 rpm，暖机15 h后再次升速，#1、#2、#3瓦X向均上升。稳定转速3 000 rpm，振动有下降趋势。背压排汽切至热网后，#3瓦X向振动升高至235μm/s，打闸停机。
经排查，发现部分支吊架与设计图纸不符，且无法通过调整支吊架至设计受力范围内，故对排汽管道支吊架进行了全部更换。
再次冲转至500 rpm，暖机1 h,#1瓦X向振动60μm/s。升速至1 000 rpm时，#2瓦轴振X向71μm/s。过临界时#2瓦X向84μm/s。转速至3 000 rpm时，#2瓦X向111μm/s,#3瓦X向110μm/s。并网发电，#3瓦X向轴振164μm/s，并汽后#3瓦X向振动到215 m/s，发电机解列打闸[1]。
聘请频谱专家测量整个开机过程数据，当背压排汽并入热网后，#3瓦轴振X向振动大，打闸停机，分析频谱数据。#3瓦轴振见图2。
图2启动过程中#3瓦轴振振动曲线
4）第四次冲转
经对轴承振动频谱分析，认为汽轮机与蒸汽连接管道存在较大的力，致使#2瓦向上抬升，转子中心偏离正常位置。经排查，发现背压排汽管道并入热网后，汽机排汽温度大幅升高，从270℃升高至400℃。随着温度的升高，管道膨胀使汽机排汽缸向上位移，导致最近的#2轴承也向上位移，汽轮机和发电机中心线偏离原始位置，振动加剧。
为此，设计院对排汽管道膨胀情况重新进行了审核，将原有排汽管道部分滑动支座改成弹簧支座[2]。
改造后，再次启动汽轮机，振动值在正常范围内。鉴于背压排汽并入蒸汽热网后汽轮机排汽温度快速升高情况，优化了并排汽和并发电顺序，将操作顺序调整为先并排汽后并网发电，以减少汽轮机排汽温度过高时间，降低汽轮机轴承中心偏移导致振动跳机概率。
改造优化后汽轮机再次启动，振动值均在正常范围内，顺利实现了并网发电。
2、问题分析
从几次汽轮机开车过程看，汽轮发电机组转子轴系存在较大不平衡量、非常规汽缸设计、转子轴承承载力小且经常性失稳、管道膨胀等问题，导致开车的失败。
2.1转子轴系存在较大不平衡量
从冲转过程来看，在各种转速情况下均发生了振动大问题，且振动随转速升高而增大，说明汽轮发电机组转子轴系存在较大的不平衡量，属于一倍频振动[3]。
2.2非常规汽缸设计
该机组设计12个级，机组膨胀量达到22μm，远超同类机组，是汽机冲转过程中无法短时间成功并网的主要原因。经与汽机厂交流，该设计存在非标准可能性较大。
2.3转子轴承承载力小
从历次冲转过程可看出，每次冲转时轴承振动位置不固定，#1、#2、#3瓦均发生过振动大情况，表明机组存在轴承承载力小、经常性失稳情况，因此，在启动及运行过程中，微小的外力如蒸汽流波动，就会导致汽机轴承振动大。此外，在启动过程中，#3瓦轴振的增加降低#1瓦轴振也反映出该时刻转子轴心线在发生偏移[4]。
2.4排汽管道膨胀问题
频谱分析见表2。
表2频谱分析表
根据冲转过程及表2，可得出如下结论：汽轮机背压排汽并入系统后排汽缸温度升高，#2轴承轴颈与振动传感器的距离开始增大（见图3),#3轴承轴颈与振动传感器的距离略有减小，#3轴承振动开始爬升。
1）根据#2轴承轴颈的变化，判断出#2轴瓦在外力的作用下被向上、向右顶起；
2）根据#3轴承轴颈的变化可知，轴颈在#2轴瓦抬高的过程中向上、向右各出现约20 um、40 um的位移；
3）由于#3轴承轴颈变化改变了轴颈在轴承中的偏心距，引起轴承油膜刚度异常，#3轴承振动异常，见图4;
图3背压蒸汽投入后#2、#3轴承振动及轴颈位置变化曲线
4）结合现场检查，汽轮机排汽缸左右两侧猫爪压板预留间隙已完全消失，压板与轴承座的连接出现超20丝的间隙，也说明了汽轮机排汽缸被顶起。
综合以上4方面原因，转子本身存在较大不平衡量，轴承设计承载力偏小，在并入背压排汽后随排汽温度升高，排汽管道膨胀量增加，力量反作用在排汽缸体上，导致#3轴承振动大[5,6]。
图4背压蒸汽投入后#3轴承振动及轴颈位置变化曲线
3、后续改造及效果
根据上述问题分析，采取了以下措施：
1）设计院重新核算排汽管道，并根据新数据对一些排汽管道进行改造，将原有的固定支吊架改成弹簧支吊架，增强对管道膨胀量的吸收；
2）请专业队伍对机组做在线动平衡，降低转子轴系的不平衡量；
3）汽机厂家重新核算轴承比压及承载力，配合提升轴承稳定性。
本着从易到难、尽快发电、降低企业损失的原则，在第1）、2）项措施落实后，再次开机，开机过程总体平稳，振动在控制范围内，同时委托汽轮机厂对机组轴承再次计算，并重新制造了新轴承。
对非常规设计汽缸过长问题，因改造量太大，确定暂不处理。
4、结语
对汽轮机轴承振动大问题，本文从设计、制造、附属管道、机组安装等方面进行了分析，找到了根本原因，并实施了改造，将振动降低到了合格范围内，对类似问题的解决具有一定的参考意义。
参考文献:
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文章来源:姜新雷,杜美冬,崔玉涛.某厂汽轮机振动大原因分析及应对措施[J].上海节能,2024(05):868-872.
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期刊名称：上海节能
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出版地方：上海
专业分类：工业
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2024-06-04
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