超临界机组汽动给水泵转子振动研究
超临界机组振动问题分析及对策
TPRI
. Q A A B x . Q fy Ayx Ayy y Byx Byy y
该密封动态力的大小与密封进出口汽流参数、密封的结构参 数、密封的间隙及转子在密封中的偏心运动有关。
压缩机转子结构示意图
TPRI
据有关轴承手册查得 3000r/min 转速下支承轴承的油膜刚度系 数和阻尼系数如下: Kxx=3.0607×106N/m，Kxy=-9.2204×105N/m Kyx=3.9554×105N/m，Kyy=5.1748×106N/m Cxx=1.2438×104N.s/m，Cxy=8.8496×103N.s/m Cyx=6.3804×103N.s/m，Cyy=2.0366×104N.s/m 将转子系统化分为 10 个单元点 (9 个轴段 ) ，两个轴承分别位于 第 2 和第 9 个单元，计算中考虑园盘的转动惯量和陀螺力矩及转轴 剪切变形等的影响。计算出的前两阶阻尼固有频率及其相应的对 数衰减率分别为482.05 1/s、1.8618和672.93 1/s、0.9319。 当在叶轮上作用有叶顶间隙激振力，则前两阶阻尼固有频率对 应的对数衰减率与叶顶间隙激振力大小的关系如下图所示。从中 可以看出，随着叶顶间隙激振因子 q的增大，一阶对数衰减率增加， 而二阶对数衰减率减小，且变得不稳定。此外，当q增大到一定数 值后，二者的固有频率相互接近，达600 1/s左右。
600MW超超临界汽轮机振动问题分析及处理
600MW超超临界汽轮机振动问题分析及处理在现代电力生产中，600MW 超超临界汽轮机作为重要的发电设备，其稳定运行对于保障电力供应的可靠性和稳定性具有关键意义。
然而，振动问题一直是影响汽轮机安全稳定运行的常见故障之一。
本文将对600MW 超超临界汽轮机振动问题进行深入分析，并探讨相应的处理措施。
一、600MW 超超临界汽轮机振动问题的表现汽轮机振动异常通常表现为振动幅值增大、振动频率变化、振动相位不稳定等。
在实际运行中，可能会出现以下几种具体情况：1、轴振超标轴振是指汽轮机轴系的振动，当轴振超过规定的限值时，会对轴系的零部件造成严重的磨损和疲劳损伤，影响机组的使用寿命。
2、瓦振异常瓦振是指汽轮机轴承座的振动，如果瓦振过大，会导致轴承温度升高，润滑油膜破坏，甚至引发轴瓦烧毁等严重事故。
3、振动频谱复杂振动频谱中可能包含多种频率成分，如基频、倍频、分频等，这使得振动故障的诊断变得更加困难。
二、600MW 超超临界汽轮机振动问题的原因分析1、转子不平衡转子不平衡是汽轮机振动最常见的原因之一。
这可能是由于转子在制造、安装或运行过程中产生的质量偏心，或者是由于叶片脱落、磨损等导致的转子质量分布不均匀。
2、不对中汽轮机的轴系在安装或运行过程中，如果各轴段之间的同心度和垂直度不符合要求，就会产生不对中现象，从而引起振动。
3、动静摩擦汽轮机内部的动静部件之间发生摩擦，会产生局部高温和热变形，导致振动增大。
4、油膜失稳轴承的润滑油膜在某些情况下可能会失稳，如润滑油量不足、油温过高或过低、油质恶化等，从而引起轴瓦振动。
5、蒸汽激振在超超临界工况下，蒸汽的参数较高，蒸汽在流经汽轮机通流部分时可能会产生激振力，导致振动异常。
6、基础松动汽轮机的基础如果出现松动，会影响机组的支撑刚度，从而导致振动增大。
7、电磁干扰发电机的电磁力不平衡或磁场变化可能会对汽轮机轴系产生电磁干扰，引起振动。
三、600MW 超超临界汽轮机振动问题的诊断方法为了准确诊断汽轮机的振动问题，需要综合运用多种诊断方法：1、振动监测系统通过安装在汽轮机上的振动传感器，实时监测振动的幅值、频率、相位等参数，并进行数据采集和分析。
1000MW超超临界汽轮机组振动异常问题分析
1000MW超超临界汽轮机组振动异常问题分析摘要：本文介绍某发电厂1000MW超超临界汽轮机组在投入生产运行半年内出现的振动大导致机组停运问题的分析过程，重点在对产生振动大原因进行多方面分析，并找出振动的根本原因为同类型机组提供可借鉴经验，并在调试及正常运行期间加以避免。
关键词：汽轮机、1000MW、超超临界、振动分析某电厂1000MW超超临界汽轮机组于2018年10月投入生产，汽机为上海汽轮机厂生产的超超临界、一次中间再热、四缸四排汽、单轴、凝汽式汽轮机。
在4个月的运行期内，经历几次启停机，振动参数基本正常，机组带满负荷能稳定运行。
但在第5个月的运行及停机过程中，存在两个振动异常现象，一是满负荷下1瓦轴振波动大，二是机组在滑停惰走过程中，轴系各瓦过临界轴振大。
一、机组振动大具体情况介绍：1.1、满负荷工况1瓦轴振波动情况2019年2月28日至3月16日，#1轴振随负荷变化而变化，负荷升高时，#1轴振增大，负荷降低时，#1轴振随之下降，在800MW负荷以下时，#1轴振单峰值在40~80μm波动；机组在满负荷1000MW工况下，1瓦轴振频繁波动并有爬升趋势，单峰值80~110μm波动，瞬时极值130μm，瓦振0.7mm/s，基本稳定不变；其它各瓦波动幅度较少，从#1轴振动曲线看，3月15日1时后有下降趋势。
从TDM系统分析可知，振动波动主要是工频成分，伴随明显的低频及二倍频分量。
DCS历史数据表明，在机组调试投运初期，1瓦轴振随负荷变化就存在明显波动现象，波动幅度30~130μm不等，频度相对要低。
查看满负荷工况下1瓦的润滑油回油温度在8个轴承中为较低，仅59.7℃。
润滑油压、油温基本不变，1瓦左下钨金温度有爬升趋势，2019年1月15日前，#1轴承左前下为81℃以下，1月27日升至83.4℃，2月11日升至88.5℃，3月10日以后，瓦温又开始上升至16日升至96.5℃，1瓦其它测点温度在70℃以下并变化不大。
国产600MW超临界机组振动原因分析及消除
图１ 发 电机转子挠度
牟 机组 投产后 ，Ｎｏ 轴 承振 动一直 处于不稳定状 ３ ９ 态 ，先后 经历了大修和临修 ，对结构刚度和结合部件
表２ ‘各轴承 比压
轴承名称 ｏ Ｎ ２ ｏ Ｎ ４ Ｎ ５ Ｎ ｌ ｏ Ｎ ３ ｏ ｏ
轴 承 比压 １ （ ａ ＭＰ ） ８ ｌ ０ １７ １ ｌ ４ １ ．９ 名５ ７ ８
动 的恶化 。
该汽轮发 电机组轴 系由五根转子组成 ，分 别为高 中压 转 子 、两根 低压 转子 、发 电机 转 子和 集 电环转
１ 二
＃ ７ ＃ Ｒ ≠９ ≠
子 ，集 电环转子通过 刚性联 轴器与发 电机转子连接 ，
Ｎｏ 轴承为其承 力的单支 点可倾瓦轴承 ，结构 由上下 ９ 各两块瓦块组成 ，具备 自动调心功能 ，结构参数如表 １ 和表２ 所示：
（） 出卡在励 磁机冷却风扇 内部的碎布 条 ； １取 （） 出Ｎｏ 瓦下瓦炉侧 垫铁螺 丝，重新紧固 ； ２拆 ９ （）重新调 整并加 大轴承盖紧力 ：机ｆ Ｏ１ｍｍ， ３ ｌ． ￣ Ｏ ｌ
表１ 各段转子 的重量
转子名称
转 子 重 量 （ｇ ｋ）
１ —
７ 群８ ＃ ９
高中压转子 低压转子 Ｈ． Ｐ１ Ｐ Ｌ１ Ｐ
３ ｌ６ ２ ９ ６７２ ０ ５
低压转子 发电机 集电环 Ｌ２ Ｐ 转子 转子
６７２ ０ ５ ５２ ２ ９ ０ ２８ ３９
（Ｎ ９ ２ ｏ 轴承处轴颈晃度为０ ８ （ ） ． 伽ｎ标准≤０ ５ ｍ ； ０ ．ｒ ） ０ａ （） ３ 上轴承盖无紧力 （ 标准紧力Ｏ－０ｍ － ． ｍ），测量 ０５
结果为炉侧 间隙０ ７ ｍ，机侧 间隙为０ ２ ．ｍ ０ ． ｍｍ； ３
超临界及超超临界汽轮机蒸汽激振和轴系稳定性分析
2 0 0 9年第6期1汽轮机蒸汽激振随着汽轮机蒸汽参数的提高，高压缸进汽密度大、流速高，级间压差大，蒸汽作用在高压转子上的激振力增加。
这将使得轴系稳定性降低，严重时会诱发高压转子失稳，产生很大的低频振动。
由于蒸汽激振力与机组的出力近似地成正比，因此蒸汽激振引起的不稳定振动就成为限制超临界及超超临界压力机组出力的重要因素。
1.1蒸汽激振机理汽轮机蒸汽激振力通常来自3个方面[1~2]：（1）叶顶间隙激振力当汽轮机叶轮在偏心位置时，由于叶顶间隙沿圆周方向不同，蒸汽在不同间隙位置处的泄漏量不均匀，使得作用在各个位置叶轮的圆周切向力不同，就会产生作用于叶轮中心的横向力，称为间隙激振力。
该横向力垂直于叶轮中心偏移方向，是使转子产生自激振动的重要诱因。
在一个振动周期内，当系统阻尼消耗的能量小于横向力所作的功，这种振动就会被激发起来。
叶顶间隙激振力大小与叶轮的级功率成正比，与动叶的平均节径、高度和工作转速成反比，因而间隙激振容易发生在汽机大功率区段及叶轮直径较小和短叶片的转子上，即大型汽轮机的高压转子上。
对于带有围带汽封的动叶，通过围带汽封蒸汽的不均匀流动会形成不对称的压力分布，产生附加的蒸汽激振力，此时总的蒸汽激振力要大于上述的间隙激振力；特别是对于反动度较小的汽轮机，二者的差异更大。
该附加力的大小与围带汽封的径向间隙成反比，与叶轮前后压差、围带宽度、围带半径成正比，而叶轮轴向间隙的减小在一定程度上可降超临界及超超临界汽轮机蒸汽激振和轴系稳定性分析王骏，高远（江苏方天电力技术有限公司，南京211102）摘要：分析了汽流激振的机理和振动特征，提出了对汽流激振应采取的对策，阐述了防止激振的设计准则和措施，介绍了国际各大制造厂对汽轮发电机组轴系稳定性的基本判定依据,并结合泰州1000MW机组工程设计阐述了防汽流激振及轴系失稳的措施。
关键词：汽轮发电机组；汽流激振；低频振动；振动稳定性；轴系稳定性Abstract：The mechanism and features of steam-excited vibration are analyzed in this paper.From adjusting the operation modes and improving the system damping etc．aspects，the inhibitionmeasures of steam-excited vibration are given out.The design criterions as well as preventing mea－sures of steam flow excited vibration are expounded.And the basic stability criterions of turbineshafting used by main manufacturers abroad are recommended.Solution of Taizhou Generation Co,Ltd1000MW generating set in design is described briefly．Key words：steam turbine unit；steam-excited vibration；low-frequency vibration；vibration sta－bility；stability of shafting中图分类号：TK26文献标志码：A文章编号：1001-5523（2009）06-0018-06研究与探讨18··2009年第6期低蒸汽激振的影响。
4超临界压力汽轮机振动分析与消除-张学延
超临界压力汽轮发电机组轴系振动分析及消除张学延（西安热工研究院有限公司，陕西西安 710032）摘要：一些超临界机组在新机试运和商业运行中遇到不少振动问题，严重影响机组的可用率。
本文将介绍几台超临界机组的轴系特点、调试和运行期间所遇到的振动问题的特征，及对其的分析和处理过程，以期对今后国内将投运的更多的超临界机组运行中提供参考。
关键词：超临界汽轮机；振动；蒸汽激振；轴系稳定性；动平衡1 前言轴系振动是汽轮发电机组最重要的安全性指标，它是机组设计生产、安装调试、日常运行和检修维护水平的综合反映。
超临界机组运行中不仅会遇到与通常亚临界压力等机组一样的转子质量不平衡、联轴器不对中、轴瓦油膜涡动等原因引起的振动问题，而且可能会遇到蒸汽激振引发的轴系自激振动问题。
本文将介绍几台超临界机组在调试和商业运行期间所遇到的振动问题，和对这些问题的分析和处理过程，以期对今后国内将投运的更多的超临界机组运行中提供参考。
2 绥中发电有限责任公司1号机组2.1 机组简介该汽轮机型号为K-800-240-5，系俄罗斯列宁格勒金属工厂制造的超临界、中间再热、五缸六排汽、单轴、凝汽式800MW汽轮机。
1号机组轴系由高压转子、中压转子、3个低压转子、发电机转子和励磁机转子及每个转子均为双支承结构的14个支持轴承组成，轴系简图如图2.1所示。
图2.1 800MW超临界机组轴系简图各转子之间用刚性联轴器联接，其中低压1转子后侧、低压2转子前后、低压3转子前侧各带有一短节。
除支撑高压转子的两个支承轴承为6瓦块可倾瓦轴承，其余均为椭圆瓦轴承。
低压转子两侧轴承座落在低压缸上，其余的为落地轴承。
1号机组于1999年12月开始调试试运，2000年6月正式投产发电，历时半年。
2.2 机组调试期间振动问题分析和处理2.2.1 低压转子轴承振动诊断和处理（1）振动原因分析和检查处理机组试运初期，定速3000r/min时#5~#7和#9~#11轴承垂直振动幅值明显偏大，尤其是#7和#9轴承，振幅超过60μm。
超临界机组循环水泵振动异常原因分析及处理
口水 流 冲 击 。 下 外 接 管 与 导 叶 体 的材 质 均 为 Ｈ ２ ０ ｉＣ（ Ｔ ０ Ｎ２ ｒ防腐等级 比较低 ） 由于常年受海水侵 ， 蚀， 其配合面 １５ ９ ９ ９５ ／ 发生腐蚀 ， Ｈ Ｆ 产生 间隙 ， 因 而 导 叶体 产 生轻微 晃 动 ， 导致 下部 赛龙 间隙 变 大 ， 不
循环 ， ２台机在循环水泵母管处 由联络阀连接 ， 取水 流程 ：大海取水 口 ＋ 一 取水涵道－ 前池 栏污栅啊 旋 ＋ ＋ 转滤 网 循环水泵 凝汽器 虹吸井－ 大海 。 ÷
：
～ 。
’ 、 。
速 ３ １ ｍｎ 生 产厂家为北京 昌宁公 司 ， 型号为 ７ ｉ， ｄ 配 Ｙ Ｋ ２ ０— ６的立式 电机 ， Ｌ Ｓ５ ０ １ 额定功率 ２５０ Ｗ。电 ０ ｋ 机 与水泵 采 用 刚性对 轮连 接 ，电机 及水 泵 转子 重 量 由电机推力瓦承受。 自机组投产 以来 ， 多次发生因循 环水泵振动大而进行停泵抢修 的情况 ，通过对设备 损坏部件的分析研究 ，找出了导致循环水泵故障的 主 要原 因。
７检 查 泵轴 弯 曲情 况发 现弯 曲度 超 出 厂家说 明 ）
的处 理 ，按 照如下 方 案 进行 ： 将
１ ５ ９Ｆ 置先 上 立 车车 至 １ ３ 再 补 ５Ｈ ／９位 ９ ５ｍｍ， ９ 焊约 ２ ０ｍｍ厚 的 ３６Ｌ不锈 钢条 ，不锈 钢 条 与筒 体 １ 的焊 接 面均 要 求 开较 大坡 口 ，条 上 相 隔 ３０～４０ ０ ０ ｍｍ钻 １ ３ 个 ０ｍｍ孔 ， 目的是 加 大 、 多 与外 接 管 的 加
５ 上部润滑内接管断裂 ， ） 下部润滑 内接管与导 叶连接法兰磨损严重 ，与导叶体连接法兰已被磨损
超临界600MW机组振动特性分析综述
［ 文献标 识码 ］ Ａ ［ 章 编 号 ］ １ ０２—３ ６４ ２ １ ） ３—０ ８５—０ 文 ０ —３ （０ ００ —０ — ５ ［ ＯＩ编 号 ］ １ ． ９ ９ ｊｉｓ ． ０ ２—３ ６ ． ０ ０ ０ ． ８ Ｄ ０ ３ ６ ／．ｓｎ １ ０ ３４ ２ １。３０ ５ ＣｏＭ ＰＲＥＨＥＮＳＩ ＶＥ ＲＥＰｏＲＴ ｏＦ ＡＮＡＬＹＳ ＺＩ Ｉ ＮＧ ＢＲＡＴＩ Ｎ ＶＩ ｏ ＣＨＡＲＡＣＴＥＲＳ
析 。结合部 分故 障 实例 ， 如鹤 岗、 太仓 、 沁北 、 磺 、 头、 沙山 、 敏 、 孟 、 珞 汕 乌 伊 姚 巢湖 、 阳城 等 电厂 多台机组 的分析 和 处理 过 程 ， 出对 于低 压轴 承 座振 动 不稳 定和 低 压转 子 不 平 给 衡振 动 ， 采取使 低压 缸膨 胀到 位 以及对低 压 转子进 行 高速 动 平衡 解 决 ； 取 结构 优化 可 采 解决发 电机 座振 动 不稳 定 ； 采取 高速 动平衡 解决滑 环 小轴 不平 衡振动 等 。 ［ 关 键 词 ］ 超 ４ 界 ； ０ Ｗ 机 组 ； 动 ； 压 转 子 ； 承 ｆ ｉ ， ６ ０Ｍ 振 低 轴
Ｓｈ ｎｔ ａ ｏｕ Ｐｏｗｅ ａ ， ｍｉ ｗｅ ａ ， ｒＰｌ ｎｔ Ｙｉ ｎ Ｐｏ ｒＰｌ ｎｔ Ｃｈａ ｈｕ Ｐｏｗｅ ａ ｔ ａ ｎｇ ｈｅ ｗｅ ａ ｔｅ ｃ ｓ ｏ ｒＰｌ ｎ ， ｎｄ Ｙａ ｃ ｎｇ Ｐｏ ｒＰｌ ｎ ｔ ．， ｏｍｅ ｓ ｌ ｉ ａ ｕ ｅ ｖ ｅ ｎ ｐｕ ｏ ｗａ ｄ ａ ｏ ｌ ｏ ｕｔｏｎ ｍｅ ｓ ｒ ｓ ｈａ ｅ ｂ ｅ ｔｆ ｒ ｒ ｓ ｆ ｌｏｗｓ ｆ ｒ ｕｎｓ ａ ｅ ｖ ｂ ａ ｉ ｎ ｏｆＬＰ ｂｅ ｒｎｇ ｂｒ ｃ ｔ ａ ｄ ：ｏ ｔ ｂｌ ｉ ｒ ｔｏ ａ ｉ ａ ｋｅ ｎ ｕ ｎ—ｂａａ ｅ ｖｉ ａ ｉ ｆＬＰ ｏ ｏ ｓ ｔ ｘｐ ｎｓｏ ｌ ｎｃ ｂｒ ｔｏｎ ｏ ｒ ｔ ｒ ， ｈｅｅ ａ ｉ ｎ ｏｆＬＰ ｙ ｉ ｅ ａ ｅ ｍａ ｏ ｒ ａ ｈ ａ ｄ ｓｇｎ ｔ ｄ ｌｖ— ｃ ｌｎｄ ｒｃ ｎ ｂ ｄｅｔ ｅ ｃ ｅ ｉ ａ ｅ ｅ ｅ ， Ｏ ａ ｏ ｓ ｌ ｈｅ ｐｒ ｂｌ ｍ ｙ ｕｓｎ ｈｅ ｈｉ ｌ Ｓ ｓ ｔ ｏ ｖｅ ｔ ｏ ｅ ｂ ｉ ｇ ｔ ｇｈ—ｓ ｅ ｙｎ ｍｉ ｌｎｃｎ ｍｅ ｈ ｄ； ｏ ｓ ａ ｅ ｖｉ ａ ｐｅ ｄ ｄ ａ ｃ ｂａａ ｉ ｇ ｔ ｏ ｆ ｒ ｕｎ ｔ ｂｌ ｂｒ — ｔｏ ｅ ｅ ａ ｏｒ Ｓ ｂｅ ｒｎｇ ｂ ａ ｋ ｔ ｔ ｒ ｅ ｃ ｎ ｂｅ ｓ ｖ ｄ ｂ ｓ ｎ ｈｅ ｏ ｉ ｉａ ｉ ｎ ｏｆｓ ｒ ｃ ｕｒ ｉｎ ｏｆｇ ｎ ｒ ｔ ’ ａ ｉ ｒ ｃ ｅ ， ｈｅ ｐ ｏｂｌｍ ａ ｏｌ ｅ ｙ ｕ ｉ ｇ ｔ ｐｔｍ ｚ ｔｏ ｔ ｕ ｔ ｅ；
超临界机组汽动给水泵振动原因分析及处理措施
２１ ０年 ４月
华 宅擞 苯
Ｈｕ ｄ ａ ｃ ｎ ｌ ｇ ａ ｉｎ Ｔｅ ｈ ｏｏ ｙ
Ｖｏ ． ２ Ｎｏ ４ １３ ． Ａｐ ． ０１ ｒ２ ０
超 临界 机 组 汽 动 给水 泵振 动原 因分 析 及 处 理措 施
朱 宝森
（ 华电潍坊发电有限公司 ， 山东 潍坊 ２ １０ ） ６ ２ ４
明显 ， 振动 发 生 前 、 轴 承 瓦 温 和 汽 泵 转 速 变 化 很 后
２ 振 动情况
２０ ０ ６年 ８月 １ 日， ５ Ａ汽 泵 ４轴 承 出现 振 动 突 振， 随后 ３ ２ １轴承 也 出现 了同样 的振 动 突振 ， 、 、
小 ， 动持 续 时问很短 ， 系 中的 １～ 振 轴 ３轴 承也 存
第 ４期
朱 宝森 ： 临界 机 组 汽动给 水 泵振 动 原 因分析 及 处理措 施 超
・ ５・ ｌ
如 果上 述检 查都 没 有 问题 ， 则按 以下标 准控 制 振动 ： 控 制 轴 振 Ｘ Ｙ向在 １０ ／ ５ ｍ 以 下 ， 承 振 动 只控 制 轴 垂 直振 动 ５ ｍ 以下 。 即 只要 轴 振 （ ／ ０ Ｘ Ｙ向 ） 过 超
１ ０ｔ 或 轴 承 垂 直 振 动 超 过 ５ ｍ， 必 须 停 泵 ５ ｍ ｘ ０Ｉ 则 ｘ
检修 。 利用 检修 机 会 ， 厂 对 Ａ， 该 Ｂ汽泵 轴 瓦进 行 了揭 瓦检 查 ， 测量 轴 瓦 间 隙 及 紧 力 ， 符 合 制 造 厂 标 准 均 （ 间隙为 ０ １ ０ ２ ．６～ ．３ ｍｍ； 紧力 为 ０～ ．３ ００ ｍｍ） 。现 场检 查轴 瓦 乌金 表 面 也 没 有 发 现 脱 胎 及 损 坏 现 象 ；
４轴承轴振（ 方 向） ４轴承轴振（ ｙ方向 ） 瓦振垂直
600MW超临界机组循环水泵振动的原因分析及处理
做 动平衡 ． 间发 现叶轮 与叶轮室 无磨 损 ， 期 结果为 不平衡 量
达 １０ ， 标 准 （ １ｇ 范 围 内 。 ０ｇ在 １０ ）
３３ 泵 台 板 的 水 平 扬 度 及 泵 轴 垂 直 度 ．
１ 循 环 水 泵 振 动 体 的 查 找
循环水泵 ｌ Ｂ于 ２ ０ ０ ８年 ８月 １ ３日 ８时 左 右 ．发 现 电 机
大 ． 泵 无 法 正 常运 行 。 使
２ 环 水泵解体 检查
（ ） 环 水 泵 中 间 导 轴 承 磨 损 ， 隙 偏 大 ， 大处 间 隙 为 １循 间 最
达 Ｏ ０ｒｍ（ 动 超 标 ） 至 此 ， 排 除 了 因 电 机 导 致 该 泵 振 ． ｌ 震 ２ ｔ 。 就 动 大 的情 况 ． 该 泵 震 动 是 泵 体 所 至 ． 决 定 对 该 泵 进 行 大 即 故
修。
体 间 隙 达 ２８ ｍ（ 超 过 制 造 厂 Ｏ２ ０３ ｍ 的间 隙标 准 ） 确 ． ａ ｒ 远 ． ．ｍ ～ 。 定 该 泵 产 生 振 动 的 直 接 原 因是 泵 轴 与 泵 壳 中 的 轴 承 不 同心 ． 根 本 原 因 泵 房 基 础 沉 降 不 均 ． 成 泵 转 子 的 同 心 度 和 泵 台 板 造 的 水 平 度 达 不 到 设 计 要 求 ． 使 转 子 部 件 倾 斜 运 行 ． 成 泵 致 造 轴 的中间支架受力不均 ． 出现 中 间 支 架 与 简 体 间 隙 变 大 的现 象 ． 轴 承 、 套 、 轮 磨 损 也 跟 着 变 大 ， 而 引 起 泵 振 动 变 使 轴 叶 进
泵轴 分 别 为 ００ ５ｍ ００ ｒ ０ ２ｍ ． ｍ，． ａ ３ ３ ｍ，． ｍ，泵轴 幌度 符合 标 ０
准。 ３２ 转 子 动 叶 不 平 衡 ．
超临界机组汽动给水泵振动原因分析及处理措施
超临界机组汽动给水泵振动原因分析及处理朱宝森（潍坊公司生技部）摘要：某厂超临界670MW机组配备两台汽动给水泵，在试运阶段出现过给水泵轴瓦突振现象，运行一段时间以后，出现突振的次数增多，振动幅值增大，持续时间增长。
经振动故障诊断分析，存在明显低频振动分量，判断为给水泵轴瓦问题。
经过对轴瓦进行处理，轴振突振明显减小至报警值以下，突振现象减少或消失。
关键词：给水泵；轴承；突振；油膜涡动；顶隙一、前言某厂一台超临界670MW机组配套两台（以下称为“A、B”）50%容量汽动给水泵(以下简称“汽泵”)。
配套汽轮机型式为单缸、单流、冲动式纯凝机组，最大功率为13.5MW，运行转速为2800-6000 r/min。
A、B汽泵型号为FK4E39-SC，四级卧式、筒体芯包结构,额定转速为5865r/min，轴端密封型式为迷宫密封。
汽轮机和汽泵之间由齿形联轴器连接。
#1、#2轴承均为可倾瓦轴承，#3、#4轴承为园筒型轴承。
每个轴承安装有两个斜450 X、Y向速度探头，用来测量轴振。
汽泵组轴系型式如下：图一汽泵组轴系图二、振动情况描述：2006年8月15日，A汽泵#4轴振振动突振出现，随后#3、#2、#1轴承出现了同样的振动突振，不过副值较小。
类别幅值（µm）轴振4X 23-102轴振4Y 15-87瓦振垂直 20瓦振水平 30瓦振轴向 15-22表一 A汽泵#4轴承及轴振发生突振时的振动幅值A汽泵#4X向振动由23µm瞬间跳变到102µm，立即恢复到25µm的轴振水平。
表一为发生突振时所测的瓦振及轴振值，由于轴振动的突发性，在测量时无法扑捉到振动突升时的轴瓦振动。
2007年1月16日，B汽泵#4Y向轴振出现瞬间突振现象，然后瞬间降低到40µm。
类别幅值（µm）轴振4X 26-114轴振4Y 30-110瓦振垂直 18瓦振水平 30瓦振轴向 18-36表二 B汽泵#4轴承及轴振发生突振时的振动幅值在A、B汽泵在转速为5650-5700r/min段之间频繁出现轴振突振现象，以#4轴振突振现象最为明显，振动发生前后轴承瓦温和汽泵转速变化很小，振动持续时间很短，轴系中的#1-#3轴承也存在相同的振动突升现象，但突振增加的幅值较小，一般为10µm -15µm，A、B泵振动现象一致。
660MW超超临界汽轮机振动诊断分析及优化
660MW超超临界汽轮机振动诊断分析及优化摘要：对600MW等级的汽轮机发电机组轴系振动研究具有非常重要的意义。
本文针对某台国产660MW超超临界机组运行中振动突然增大导致保护动作跳闸事件进行了分析，查找了导致振动增大的因素及原因，提出了综合优化治理方案，能够彻底消除故障隐患，保障机组安全稳定运行。
关键词：660MW；超超临界汽轮机；振动诊断汽轮机各轴承振动状态是评价机组能否持续可靠运行的重要指标，振动超限轻则造成机组停机保护动作跳闸，重则会导致动静摩擦、大轴弯曲、轴瓦损坏等事故。
在已投运的600MW等级的汽轮机组中，发生过多起轴系振动故障。
1 机组概况及振动发生过程某公司9号机为东方汽轮机厂生产的660MW高效超超临界抽凝供热机组，处于国内同类型机组中领先水平，于2017年投产发电。
正常运行中，各轴承振动值相对稳定，均在100μm以下。
因现有DCS中影响轴系稳定性的高中压缸左右、垂直膨胀值及高中低压轴封回汽温度测点未安装，为了扩大监控范围，保证轴系运行安全，结合申报的集团公司《汽轮机轴系稳定性评估与风险预警体系研究与应用》科技项目，于2018年9号机大修中加装了上述测点。
2018年12月7日4:24，9号机负荷327MW，主汽压力15.8MPa，主汽温度600℃，再热汽压力2.68MPa，再热温度596℃，7号轴承Y向轴振值由35μm突升至250μm、#8Y轴振由42μm突升至243μm，汽轮机ETS保护动作，首出原因为“轴承振动大”。
2 现场检查情况2.1跳闸前影响轴承振动参数分析经检查，机组跳闸前轴承温度、低压缸差胀、轴向位移、主再热蒸汽压力及温度、凝汽器真空参数均无异常，跳闸后汽轮机低压缸轴承无异音。
2.2跳闸前低压轴封供汽温度、低压轴封回汽温度异常（1）12月6日1:47，低压轴封供汽温度由156℃突然升至215℃，低压轴封减温水调门自动开大至99.3%，12月06日01:55至12月07日02:17，低压轴封进汽温度始终维持在240-270℃波动，比运行规程规定偏高121-177℃，运行人员未进行检查调整。
650MW超临界机组大型循环水泵振动原因及处理
关键 词 ：５ Ｍｗ 机组 ； ６０ 循环 系统 ； 动； 振 轴承 ； 磨损
中 图 分 类 号 ： Ｋ２ ９２ Ｔ ２． 文 献 标 识 码 ： Ｂ 文 章 编 号 ：０ ９ ６ ５ ２ ０ ）２ ０ ７ ｏ １０ ０ ６ （０ ６ ０ ０ １ 一 ３
１设 备概 况
江 苏华 润 电力 （ 常熟 ） 电 有 限公 司 （ 发 以下 简称
轴、 中主 轴 、 主轴 、 流 片 、 流 片 接 管 、 料 函 下 导 导 填
（） ４ 下轴 承 ： 安装 无松 动 ， 内孔 磨损 严 重 Байду номын сангаас
（ ） 轮室 内壁有 磨 损痕 迹 。 ５叶 ３ ２ 水 泵 的转动 部分 ．
体 、 料压盖 、 套 、 料轴套 、 套螺母 、 轴承 、 填 轴 填 轴 导
０ ２ ． ５ｍｍ。松 开 电机 与泵 的对轮 ． 试 电机振 动只有 单 ０ ０ ｍ ． 步确认 振 动 由泵 引起 。由于解体 泵 的 ．１ ｍ 初 Ｉ
作量 很 大 ． 因此 测 量 了 泵 与 电机 的 中 心 ， 周 上 中 圆
心最 大 偏 差 为 ０ ２ ．２ ｍｍ， 过调 整 中心 ， 通 圆周 上 中心 偏 差 为 ０ ０ ｍ 以 内。经对 电机 推 力头绝缘 板检 查 ． ５ｍ
由电机 还是 泵引 起 。经 检 查 ， 电机 的上 导 瓦及 推 力 瓦并 未 发现 异常 现 象 ． 冈此 将 导 瓦按 标 准 ０ １ ．５ ｍｍ 的 间 隙进 行 调 整 ． 复 后 试 转 发 现 电机 处 振 动 达 恢
收 稿 日期 ：０ ５ ２ ２ ； 回 日期 ：０ ６ ０ — ６ ２ ０ —１ － ２ 修 ２０ — １ ０
ｍ 口在基 础层 之 下 ， 壳 体 为 铸 件 结 构 ， 子 提 升 泵 转
350MW超临界机组运行常见故障及处理措施
350MW超临界机组运行常见故障及处理措施摘要：为了从根本上解决超临界机组汽动给水泵存在的振动问题，首先在分析汽动给水泵转子的结构特点基础上，建立了汽动给水泵转子支承系统的有限元振动分析模型。
然后，应用该模型计算了转子系统的临界转速及其模态振型。
最后，通过在叶轮上施加不同不平衡品质的原始不平衡质量方法，计算了转子系统的不平衡响应，分析了不平衡响应与叶轮不平衡品质的关系。
研究结果表明，超临界机组汽动给水泵转子为刚性转子，在工作转速下，转子振动对出水口处叶轮的偏心质量比较敏感；提高叶轮的不平衡等级可以减小转子的振动，但是需要同时提高各个叶轮的不平衡等级才能获得明显效果。
因此，为了控制汽动给水泵转子的振动，需要从转子支承系统整体考虑，提高转子部件特别是叶轮的加工、安装和调试精度。
关键词：350MW；超临界；故障；措施引言近几年来，高参数的超（超）临界机组相继投运。
超（超）临界机组运行的高参数，在带来更好的经济性的同时，对材料及运行条件要求也越来越高。
在高温高压条件下，水蒸汽与铁的反应速率明显增加，因此高温受热面氧化皮的形成是一种必然的结果。
随蒸汽在锅炉内循环，尤其是升降负荷阶段，形成的氧化皮异常剥落后，极易在弯管处堆积后堵管，造成爆管。
1350MW超临界机组运行常见故障1.1受热面超温锅炉受热面超温在运行中常有发生，对锅炉的影响不容小觑。
当受热面超温，它所承受的热应力和疲劳损耗增加，严重影响其寿命，而且长时间的超温还会导致受热面爆破，严重威胁机组的安全性。
影响锅炉受热面超温的因素有启动初期给水流量不足、给水品质不合格、受热面结焦及运行人员调整不当等因素。
其中运行调整不当又可分为多个方面：一次风压偏高；再热蒸汽流量偏小；氧量控制偏高；干湿态转换过程中，盲目增加燃料量；没有根据燃烧需要调整各层燃烧器的配风，使得燃烧偏离设计值，火焰中心偏移等。
针对受热面超温，解决的措施一般有：（1）锅炉启动过程中要严格按照启动曲线进行升温升压；（2）锅炉启动前，按要求对锅炉进行冷态清洗，点火后，当汽水分离器的出水温度达规定值时，对锅炉进行热态清洗，严格控制锅炉的汽水品质，当汽水品质不合格时，严禁锅炉转干态；（3）加强锅炉吹灰；（4）锅炉点火前必须满足其最小启动流量要求；（5）保持合适的煤水比，控制汽水分离器出口蒸汽的过热度在合理范围内波动；（6）锅炉启动时，控制好升负荷率，避免升负荷过快导致超温的发生；（7）调整主、再热汽温在正常范围内；（8）针对火焰中心偏高，燃烧滞后的问题，减小一次风压和一次风速；（9）合理控制炉膛氧量；（10）合理使用减温水和烟气挡板；（11）针对再热蒸汽流量小的情况，如是由于冷端抽汽量大造成的，需在启动时调整2号高加的投入时间。
600MW超超临界汽轮机振动问题分析及处理
600MW超超临界汽轮机振动问题分析及处理汽轮机作为发电系统的重要组成部分，其故障率的减少对于整个系统都有着重要的意义。
汽轮机异常振动是发电厂常见故障中比较难确定故障原因的一种故障，针对这样的情况，加强汽轮机异常振动分析，为发电企业维修部分提供基础分析就显得极为必要。
标签：汽轮机;600MW机组;振动处理汽轮机异常振动时汽轮机运行过程中不可避免的故障，汽轮发电机组振动的原因很多，振动的大小在一定程度上不仅影响到机组的经济性，而且直接关系到机组的安全、稳定运行。
文章就某发电厂600MW机组异常振动的原因进行分析，并提出处理意见。
1、600MW机组振动故障的表征近年来，通过对多台600MW机组进行了现场实测和处理，根据机组的现场记录数据，对国内同型机组的振动状况做了简单调研，600MW机组振动主要分为两类，瓦振和轴振。
这些振动故障对国内多个电厂该型机组的安全投运和工期造成较大影响。
业主为了配合振动测试查明问题所在，在调试阶段需要多次启机;为实施现场处理，又需要专门安排停机检查或做动平衡，耗费物力财力，延误工期。
2振动故障产生原因根据对数台600MW机组数据和相关情况分析研究，得到关于振动故障的具体原因：一是气流激振;二是制造阶段发电机转子热变形老化;三是摩擦振动3汽轮机组常见异常震动的分析与排除引起汽轮机组异常振动的主要原因有以下几个方面，汽流激振、转子热变形、摩擦振动等。
针对着三个主要方面以下进行了具体的论述。
3.1汽流激振现象与故障排除汽流激振有两个主要特征：一是应该出现较大量值的低频分量;二是振动的增大受运行参数的影响明显，如负荷，且增大应该呈突发性。
其原因主要是由于叶片受不均衡的气体来流冲击就会发生汽流激振;对于大型机组，由于末级较长，气体在叶片膨胀末端产生流道紊乱也可能发生汽流激振现象;轴封也可能发生汽流激振现象。
针对汽轮机组汽流激振的特征，其故障分析要通过长时间（一年以上）记录每次机组振动的数据，连同机组满负荷时的数据记录，做出成组曲线，观察曲线的变化趋势和范围。
1000MW超超临界机组汽轮机振动原因分析及解决对策
1000MW超超临界机组汽轮机振动原因分析及解决对策发布时间：2022-07-13T05:48:03.812Z 来源：《福光技术》2022年15期作者：李宁[导读] 在本文的分析中，基于某1000MW超超临界机组为例，该机组采用的是纯凝汽式的汽轮机发电机组，并在后续进行投入使用之后，使得该机组经常出现振动问题，对于系统的运行稳定性带来影响。
为了能够很好的提升系统运行效率，就需要针对振动问题进行详细分析，同时进行全面的系统解决处理。
国能浙能宁东发电有限公司宁夏银川市 751400摘要：在1000MW超超临界机组的汽轮机运行中，一旦出现了不正常的振动问题，基本上是会对整个系统带来较为明显的质量问题。
因此，就需要在当下进行设计的过程中，工作人员从高压调节汽门、高导管晃动等环节进行合理化的设计与分析。
本文的分析中，就主要针对1000MW超超临界机组汽轮机振动问题进行详细的分析，并相应地提出系统解决意见，以此全面满足系统的振动解决问题。
关键词：1000MW超超临界机组；汽轮机振动；轴系振动引言：在本文的分析中，基于某1000MW超超临界机组为例，该机组采用的是纯凝汽式的汽轮机发电机组，并在后续进行投入使用之后，使得该机组经常出现振动问题，对于系统的运行稳定性带来影响。
为了能够很好的提升系统运行效率，就需要针对振动问题进行详细分析，同时进行全面的系统解决处理。
1 汽轮机异常振动在该汽轮机出现了振动以及异常问题之后，为了能够很好的了解到系统的异常振动，就需要从振动的机理以及现场机组的实际运行情况进行分析，这样通过详细的分析、试验，就可以充分的保障将系统的振动控制在一个合理的范围当中。
1.1 汽轮机轴振在对系统的观察中，发现在运行当中系统出现了明显的振动问题。
特别是在高调门的振动问题出现之后，在开度低于常规值，就会让其振动问题恢复到20的系数。
同时对于系统当中的振动频谱进行分析中，发现振动问题的低频成分比较多，因此基本上可以判定是在系统当中的轴瓦失效，进而导致主机当中的振动异常情况。
超临界600MW汽轮发电机组振动分析
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１ 试验 用 的转 子 支 撑 座 与 实 际安 装 支 撑 座 ） 问有差别 ，造 成 在 试 验 条 件 下 ，转 子 高速 平 衡 特 性 与实 际试运 行 过 程 特 性 间存 在 差 距 ，造 成 机 组
图 ３ 冷 却 水 ２号 管 Ｃ 测 点 处 转 速 与 振 动 幅 值 曲线
为 了对冷 却水 ２号 管 Ｃ测 点 处振 动 细 节 进 行
了加 速 后 的 １２ ｍ ，增 幅 率 大 约 在 ２５ 左 右 ， ３￣ ４％
第３ ９卷
超 临界 ６ ０ Ｗ 汽 轮发 电机 组振 动分析 ０Ｍ
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２１ ０ ０年第 ５期
已经严 重超 过 机组 振 动 的运 行 范 围值 ，直 接威 胁
到机组 的运行 安 全 ，于是 中断 该 机 组 的 试 运行 工 作。 ３ ２ 故障 原 因分析 ．
在 试运 行过程 中出现转 子 振动异 常现象 。
０ ６０ ０ ｌ２００ ｌｇＯ ２４００ ３０００ ３ ６０ Ｏ ０
转运 （ ／ ｉ ￣ ｒ ｌ ｎ
２ 试验 条 件 和实 际试 运 行 条 件 不 同 也 是 造 ） 成转 子振 动 的另 一 大 原 因 。汽 轮发 电机 在 制 造 厂
第３ ９卷 ２１ ０ ０年 ｌ ０月
云
南
电
力
技
术
Ｖｏ ． ９ Ｎｏ ５ １３ ． ０ｃ． ０１ ｔ２ ０
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超 临界 ６ ０ Ｏ ＭＷ 汽 轮 发 电机 组 振 动 分 析
600MW超临界汽轮发电机组A、B低压转子振动异常原因分析及处理
６００ＭＷ超临界汽轮发电机组Ａ㊁Ｂ低压转子振动异常原因分析及处理李㊀清ꎬ张再刚ꎬ廖小军ꎬ吴元元ꎬ程㊀岚ꎬ汪光亮(湖北能源集团鄂州发电有限公司ꎬ鄂州４３６０３２)摘要:对某电厂６００ＭＷ超临界汽轮机发电机组振动问题进行了阐述ꎬ对该机组Ａ㊁Ｂ低压转子异常振动的特征进行了详细分析ꎬ确定导致该机组Ａ㊁Ｂ低压转子振动异常的主要原因是Ａ㊁Ｂ低压转子存在质量不平衡ꎮ通过对Ａ㊁Ｂ低压转子进行现场动平衡配重试验ꎬ消除了Ａ㊁Ｂ低压转子的振动异常ꎮ此次分析处理经验可为同类型６００ＭＷ机组提供参考和借鉴ꎮ关键词:汽轮机发电机组ꎻ低压转子ꎻ振动ꎻ动平衡分类号:ＴＫ２６８＋.１㊀㊀㊀文献标识码:Ａ㊀㊀㊀文章编号:１００１￣５８８４(２０２０)０６￣０４５９￣０３ＣａｕｓｅＡｎａｌｙｓｉｓａｎｄＴｒｅａｔｍｅｎｔｏｆ６００ＭＷＳｕｐｅｒｃｒｉｔｉｃａｌＴｕｒｂｉｎｅＧｅｎｅｒａｔｏｒＵｎｉｔＶｉｂｒａｔｉｏｎＬＩＱｉｎｇꎬＺＨＡＮＧＺａｉ￣ｇａｎｇꎬＬＩＡＯＸｉａｏ￣ｊｕｎꎬＷＵＹｕａｎ￣ｙｕａｎꎬＣＨＥＮＧＬａｎꎬＷＡＮＧＧｕａｎｇ￣ｌｉａｎｇ(ＨｕｂｅｉＥｎｅｒｇｙＧｒｏｕｐＥｚｈｏｕＰｏｗｅｒＧｅｎｅｒａｔｉｏｎＣｏｍｐａｎｙＬｉｍｉｔｅｄꎬＥｚｈｏｕ４３６０３２ꎬＣｈｉｎａ)Ａｂｓｔｒａｃｔ:Ｔｈｅｐａｐｅｒｅｘｐｏｕｎｄｓｔｈｅｖｉｂｒａｔｉｏｎｏｆ６００ＭＷｓｕｐｅｒｃｒｉｔｉｃａｌｓｔｅａｍｔｕｒｂｉｎｅｇｅｎｅｒａｔｏｒｓｅｔｉｎｐｏｗｅｒｐｌａｎｔ.ＴｈｅｃｈａｒａｃｔｅｒｉｓｔｉｃｓｏｆａｂｎｏｒｍａｌｖｉｂｒａｔｉｏｎｏｆＡａｎｄＢｌｏｗｐｒｅｓｓｕｒｅｒｏｔｏｒａｒｅａｎａｌｙｚｅｄｉｎｄｅｔａｉｌ.ＴｈｅｍａｉｎｒｅａｓｏｎｆｏｒｔｈｅａｂｎｏｒｍａｌｖｉｂｒａｔｉｏｎｏｆｔｈｅＡａｎｄＢｌｏｗｐｒｅｓｓｕｒｅｒｏｔｏｒｏｆｔｈｉｓｕｎｉｔｉｓｔｈａｔｔｈｅｌｏｗｐｒｅｓｓｕｒｅｒｏｔｏｒｏｆＡａｎｄＢｈａｓｔｈｅｕｎｂａｌａｎｃｅｏｆｔｈｅｑｕａｌｉｔｙ.ＴｈｒｏｕｇｈｆｉｅｌｄｂａｌａｎｃｉｎｇｔｅｓｔｏｆＡａｎｄＢｌｏｗｐｒｅｓｓｕｒｅｒｏｔｏｒꎬｔｈｅｖｉｂｒａｔｉｏｎａｂｎｏｒｍａｌｉｔｙｏｆＡａｎｄＢｌｏｗｐｒｅｓｓｕｒｅｒｏｔｏｒｓｗａｓｅｌｉｍｉｎａｔｅｄ.Ｔｈｅａｎａｌｙｓｉｓａｎｄｐｒｏｃｅｓｓｉｎｇｅｘｐｅｒｉｅｎｃｅｃａｎｐｒｏｖｉｄｅｒｅｆｅｒｅｎｃｅａｎｄｒｅｆｅｒｅｎｃｅｆｏｒｔｈｅｓａｍｅｔｙｐｅｏｆ６００ＭＷｕｎｉｔｓ.Ｋｅｙｗｏｒｄｓ:ｔｕｒｂｉｎｅꎻｌｏｗ￣ｐｒｅｓｓｕｒｅｒｏｔｏｒꎻｖｉｂｒａｔｉｏｎꎻｄｙｎａｍｉｃｂａｌａｎｃｉｎｇ０㊀前㊀言随着电网装机容量的快速增加ꎬ６００ＭＷ等级汽轮发电机组目前正逐步成为火力发电的主力机型[１]ꎮ汽轮发电机组是高温㊁高压㊁高转速的大型旋转机械ꎬ其转子的振动异常百分之八十以上都是由轴系的不平衡所引起的[２]ꎮ基于以上原因ꎬ转子的现场动平衡问题目前已成为研究旋转机械故障诊断的重要方向ꎮ１㊀机组情况概况某电厂４号汽轮发电机组由Ｎ６００－２４.２/５６６/５６６型超临界㊁三缸四排汽㊁双背压汽轮机和ＱＦＳＮ－６００型汽轮发电机组成ꎮ汽轮发电机组轴系上设计了９套支撑轴承ꎬ其中:汽轮机高中压转子由１号㊁２号轴承支撑ꎬ汽轮机两个低压转子由３号~６号轴承支撑ꎬ发电机和碳刷由７号㊁８号和９号轴承支撑ꎬ形成三支撑结构ꎮ各轴之间用刚性联轴器联接ꎬ图１㊀汽轮发电机机组轴系支承简图汽轮发电机组轴系支承简图如图１所示ꎬ该机组轴系设计临界转速值见表１[３]ꎮ㊀㊀表１轴系设计临界转速值单位:ｒ/ｍｉｎ㊀㊀轴段名称一阶临界转速二阶临界转速设计值(轴系)设计值(单轴)设计值(轴系)设计值(单轴)高中压转子６９２１６５０>４０００>４０００低压转子Ａ１７２４１６７０>４０００>４０００低压转子Ｂ１７４３１６９７>４０００>４０００发电机转子９８４９３３２６７６２６９５轴系扭振频率１３.３Ｈｚ２４.９Ｈｚ２９.９Ｈｚ１１３.２Ｈｚ２㊀机组振动情况概述该机组２０１７年１１月经过大修后ꎬ于２０１８年１月１６日２１:００冲转ꎬ至１７日凌晨４:３０机组升速至２６６７ｒ/ｍｉｎ左右时ꎬ５号轴承瓦振达９３μｍꎬ并有进一步增长的趋势ꎬ已严重超标并危及机组安全ꎬ必须打闸进行低转速下振动试验分析及动平衡试验处理[４]ꎮ大修后首次冲转到２６６７ｒ/ｍｉｎ时的部分振动数据见表２ꎮ第６２卷第６期汽㊀轮㊀机㊀技㊀术Ｖｏｌ.６２Ｎｏ.６２０２０年１２月ＴＵＲＢＩＮＥＴＥＣＨＮＯＬＯＧＹＤｅｃ.２０２０㊀收稿日期:２０２０￣０７￣２２㊀㊀㊀㊀㊀㊀作者简介:李㊀清(１９８６－)ꎬ男ꎬ湖北蕲春人ꎬ硕士研究生ꎮ主要从事汽轮机热力经济性的研究和动力机械智能控制与故障诊断ꎮ㊀表２㊀首次冲转到２６６７ｒ/ｍｉｎ时Ａ㊁Ｂ低压缸振动情况单位:μｍø(ʎ)ꎬμｍ(工频ø相位ꎬ通频)㊀轴承号Ｙ方向轴振动轴瓦振动３２０ø３４１ꎬ２９４４ø４８ꎬ５４４１２７ø８４ꎬ１２９５６ø２５４ꎬ５７５１３９ø３５ꎬ１５０９３ø１９６ꎬ９３６７３ø１９４ꎬ８２８５ø７ꎬ８５㊀㊀１７日~１８日在Ｂ低压转子上经过１次动平衡加重后ꎬ当机组再次启动冲转至２８００ｒ/ｍｉｎ左右时ꎬ发现４号轴承瓦振又超过１００μｍꎬ同Ｂ低压转子一样ꎬ不得不打闸停机ꎬ在Ａ低压转子上进行动平衡配重ꎬ在Ａ低压转子上经过１次动平衡加重ꎬ机组于２０日１４:３９时顺利升速至空载３０００ｒ/ｍｉｎꎬ轴振最大为２Ｙ振动ꎬ达１１９μｍꎬ瓦振最大为３号瓦垂直振动ꎬ约３７μｍꎬ此时ꎬ机组轴系振动已完全合格ꎮ从２月１０日机组启动并网的情况来看ꎬ并网时轴振最大为２Ｙꎬ达９２μｍꎻ瓦振最大为４号瓦垂直振动ꎬ达４１μｍꎬ振动合格ꎮ从机组满负荷６０３ＭＷ时的情况来看ꎬ除４号轴承瓦振约４９μｍꎬ略微偏大外ꎬ机组轴系振动基本满足安全运行要求ꎮ３㊀机组振动原因分析图２㊁图３所示为机组大修后首次冲到２６６７ｒ/ｍｉｎ左右时低压转子振动波德图㊁频谱图ꎮ对表２㊁图２㊁图３进行分析可以得出以下结论:(１)从表１和图２可知ꎬ在升速至２６６７ｒ/ｍｉｎ的过程中ꎬ５号轴承轴振最大ꎬ达１３９μｍꎻ５号轴承瓦振最大ꎬ达９３μｍꎻ(２)３号~６号轴承的瓦振均不合格ꎬ且图２㊀首次冲转３号~６号轴承瓦振波德图图３㊀首次冲转３号~６号轴承瓦振频谱图５号㊁６号轴承瓦振接近停机值１００μｍꎬ显然不能进一步升速ꎬ必须打闸停机进行动平衡处理ꎻ(３)从图３可知ꎬ３号~６号轴承瓦振频谱基本以１倍频为主ꎬ没有明显的较大的异常分量ꎬ因此ꎬ基本能确认低压转子振动偏大是普通强迫振动[５]ꎮ通过上述对机组振动特性的分析ꎬ可以确认此机组低压缸转子存在较大的不平衡ꎬ进而造成３号~６号轴承的瓦振均不合格ꎬ并且５号㊁６号轴承瓦振接近停机值１００μｍꎮ据分析ꎬ能引起现场机组转子不平衡的可能原因主要有两个:一个原因是转子热弯曲ꎬ另一个原因是质量不平衡[６]ꎮ因为在大修期间对该机组低压转子末级叶片进行了打磨和喷涂等工作ꎬ同时根据大修前机组低压缸转子没有振动问题的情况ꎬ能够确认质量不平衡是造成机组Ｂ低压转子振动偏大的主要原因ꎮ所以首先应在此转速下对Ｂ低压转子进行现场动平衡配重[７]ꎮ４㊀机组振动处理方案及结果消除质量不平衡引起机组振动的主要手段是现场动平衡ꎮ主要方法有:影响系数法㊁模态平衡法ꎮ本文采用模态平衡法中简单实用的谐分量法进行分析ꎮ谐分量法对多根转子通过联轴器刚性连接的汽轮发电机组轴系进行动平衡分析ꎬ一方面可以兼顾多测点振动㊁多工况的情况ꎬ另一方面在处理整个轴系不平衡时ꎬ能够采用多个转子联合加重的方法ꎬ同时能够有效减少机组启动次数ꎬ节约开机费用[８]ꎮ(１)现场处理方案ꎮ从图２可以看出ꎬ机组在转速２６６７ｒ/ｍｉｎ时ꎬＢ低压转子５号轴承瓦振和６轴承瓦振相位相差１９０ʎ左右ꎮ核对Ｂ低压缸转子图纸ꎬＢ低压缸转子两轴承支撑处的轮毂配重槽的设计直径和大小的名义尺寸大体一致ꎬ按照谐分量法的基本原理[９ꎬ１０]分析ꎬ机组Ｂ低压转子振动的分解只有对称分量[１１ꎬ１２]ꎬ也就是该转子的不平衡振动主要为一阶不平衡分量的形式[９]ꎮ鉴于以上分析ꎬ可以用同相加重的方法解决Ｂ低压转子振动超差的问题ꎮ根据机组的结构形式和旋转方向ꎬ按照图４布置测点ꎮ汽轮机转子的旋转方向为逆时针(从发电机侧向汽轮机侧看)[１３]ꎮ结合现场实际情况ꎬ经计算分析ꎬＢ低压转子两支撑处轮毂加重量均为Ｐ５＝－Ｐ６＝６００ｇø６６ʎꎬ即以键相感光带为起点顺转向６６ʎ加重６００ｇꎬ然而ꎬ第一次在Ｂ转子上加重完后机组升速至２８００ｒ/ｍｉｎ左右时ꎬ发现Ａ低压转子出现了与Ｂ低压转子同样的问题ꎬ遂利用同样的分析方法ꎬ分别在Ａ㊁Ｂ低压转子上进行了第二次联合加重ꎬ第二次加重方案为:Ｂ低压转子保留第一次加重ꎬ补加重Ｐ５＝－Ｐ６＝２００ｇø７０ʎꎬＡ低压转子加重Ｐ３＝－Ｐ４＝４００ｇø３００ʎꎻ经过第二次加重ꎬ机组于２０图４㊀机组测点布置和转子旋转方向０６４汽㊀轮㊀机㊀技㊀术㊀㊀第６２卷日顺利空载升速至３０００ｒ/ｍｉｎꎬ此时轴振㊁瓦振完全合格ꎮ(２)方案实施结果:低压缸Ａ㊁Ｂ低压转子经过两次动平衡配重后ꎬ机组从０ｒ/ｍｉｎ升速至空载３０００ｒ/ｍｉｎ过程的振动波德图如图５所示ꎬ振动数据见表３ꎬ对图５以及表２㊁表３数据进行分析可以发现:㊀表３㊀首次冲转到３０００ｒ/ｍｉｎ时Ａ㊁Ｂ低压缸振动情况单位:μｍø(ʎ)ꎬμｍ(工频ø相位ꎬ通频)㊀轴承号Ｙ方向轴振动轴瓦振动３５４ø８６ꎬ６４３７ø３００ꎬ３９４６２ø９８ꎬ６９２２ø５７ꎬ２１５２６ø６８ꎬ３７１９ø３２０ꎬ２０６２０ø４７ꎬ３４９ø２０３ꎬ１０图５㊀３号~６号轴承３０００ｒ/ｍｉｎ时瓦振波德图图６㊀３号~６号轴承３０００ｒ/ｍｉｎ时瓦振频谱图㊀㊀①该机组Ａ㊁Ｂ低压转子的３号~６号轴承瓦振分别由动平衡前的最大５４μｍ㊁５７μｍ㊁９３μｍ㊁８５μｍ(通频幅值)分别降为最大３９μｍ㊁２１μｍ㊁２０μｍ㊁１０μｍ(通频幅值)ꎬ并随着机组转速的稳定和带负荷ꎬＡ㊁Ｂ低压转子的轴承瓦振还得到了进一步下降ꎮ②从表３数据可知ꎬ３号~６号轴承的轴振最大通频幅值均不大于１００μｍꎮ说明通过现场动平衡配重ꎬ机组的轴振情况得到了明显的改善[１４]ꎮ５㊀结㊀论本文对某电厂６００ＭＷ超临界汽轮发电机组在大修后启动过程中轴系的振动进行了监测和分析ꎬ认为该机组Ａ㊁Ｂ低压转子轴振㊁瓦振偏大的主要原因是Ａ㊁Ｂ低压转子存在较大的动不平衡ꎮ现场根据谐分量法分析ꎬ采用多个转子联合加重法ꎬ通过对Ａ㊁Ｂ低压转子进行现场动平衡配重试验ꎮ只用了２次动平衡配重就消除了Ａ㊁Ｂ低压转子的振动异常问题ꎬ解决了轴系轴振瓦振超差问题ꎬ使机组能够安全稳定运行ꎮ参考文献[１]㊀张文德.６００ＭＷ汽轮机不同进汽方式下机组振动特性研究[Ｄ].保定:华北电力大学ꎬ２０１５.[２]㊀万㊀杰ꎬ李文科ꎬ高岩松ꎬ等.六高调门汽轮机低功率轴振故障的分析及解决[Ｊ].汽轮机技术ꎬ２０１８ꎬ６０(２):１３５－１３８.[３]㊀路军锋ꎬ姜玉山ꎬ吴立明ꎬ等.１５０ＭＷ三支承轴承汽轮发电机组振动故障分析及处理[Ｊ].汽轮机技术ꎬ２０１７ꎬ５９(６):４６８－４７０.[４]㊀张㊀欣.３００ＭＷ汽轮机高中压转子振动分析诊断及处理[Ｊ].汽轮机技术ꎬ２０１７ꎬ５９(４):３０３－３０５.[５]㊀何国安ꎬ张礼强ꎬ张学延ꎬ等.国产６００ＭＷ汽轮机高中压转子弯曲的动平衡策略[Ｊ].热力透平ꎬ２０１１ꎬ４０(４):２７４－２７７.[６]㊀张㊀欣.６６０ＭＷ超临界机组轴系振动分析诊断及处理[Ｊ].汽轮机技术ꎬ２０１７ꎬ５９(２):１４８－１５０.[７]㊀王㊀浩.某电厂俄制５００ＭＷ汽轮发电机组振动故障诊断及处理[Ｊ].汽轮机技术ꎬ２０１６ꎬ５８(６):４６７－４７０.[８]㊀蔡文方ꎬ吴文健ꎬ应光耀ꎬ等.３００ＭＷ机组通流改造后汽流激振故障的分析与处理[Ｊ].汽轮机技术ꎬ２０１６ꎬ５８(１):６９－７１.[９]㊀王延博ꎬ李甲伟ꎬ杨㊀青.６００ＭＷ机组轴系振动故障诊断及处理[Ｊ].热力发电ꎬ２０１２ꎬ４１(８):５９－６１.[１０]㊀黎瑜春ꎬ蔡㊀强.某６００ＭＷ超临界机组振动故障分析与处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660MW超超临界机组单列布置汽动给水泵振动异常分析及解决措施
660MW超超临界机组单列布置汽动给水泵振动异常分析及解决措施摘要：结合单列布置汽动给水泵振动异常实例，分析了振动异常的原因，介绍了故障处理的过程及预防措施，并对汽动给水泵的制造、安装过程提出了一些建议，对提高单列布置汽动给水泵机组设备可靠性和稳定性具有一定的借鉴意义。
关键词：汽动给水泵；振动；跳闸；密封环1.引言高参数、大容量火力发电厂的主要辅机设备采用单列布置能够大幅节约初投资、运行维护和设备检修费用，在生产运行期间的低负荷经济性较高，但是对设计制造能力、运行可靠性等方面要求较高。
随着制造业的快速发展，为了节省投资、节能降耗、降低发电成本，主要辅机设备单列布置逐渐投入使用。
汽动给水泵作为火力发电厂重要的辅机设备，单列布置汽动给水泵的可靠运行对机组的稳定有着至关重要的意义。
2.概况神华宁夏国华宁东电厂建设2×660MW超超临界间接空冷机组，同步建设石灰石-石膏湿法脱硫设施及SCR脱硝装置。
本工程主要辅机设备采用单列布置，两台机组配套2台100%容量的汽动给水泵及前置泵，汽动给水泵和前置泵为同轴驱动。
3.振动异常过程描述本工程#3机组汽动给水泵在正常运行过程中，驱动端轴承振动突然升高导致跳机，具体过程描述如下：2017年9月26日20时41分，#3机组负荷为633MW，总燃料量为288/h，A、B、D、E、F磨运行，给水量为1755t/h，给水泵转速5134r/min。
在20时41分08秒,#3机给水泵前轴承X/Y相振动由23μm/26μm突升至95μm/112μm，#3机给水泵振动大跳闸，致使#3炉MFT动作，汽轮机跳闸，发电机解列,厂用电切换正常，10KV厂用电由02启备变带电运行。
4.振动异常原因分析4.1事件初步原因分析故障发生后，第一时间组织进行了初步原因分析，通过调取DCS记录及现场就地检查盘车、振动、瓦温等均没有发现异常，排除了振动探头误报的可能。
在对给水泵前轴承回油观察窗检查时发现有明显可视颗粒物，现场用磁铁进行检查无反应，初步判断为铜合金或橡胶。
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第17卷第10期2017年4月1671—1815(2017)010-0192-06科学技术与工程Science Technology and EngineeringVol. 17 No. 10 Apr. 2017©2017 Sci. Tech. Engrg.能源与动力工程超临界机组汽动给水泵转子振动研究孙培栋1李树民2陶向宇3杜冬梅1何青“(哗北电力大7能源动力々机械工程7院1，北京1〇22〇6;神华神东电力苽庆万州港电W限责任公司2，瓜庆4 *〇4〇27;屮W电力科学研究院3，北京100192)摘要为了从根本上解决超临界机组汽动给水泵存在的振动问题，首先在分析汽动给水泵转子的结构特点基础上，建立 了汽动给水泵转子支承系统的有限元振动分析模型。
然后，应用该模型计算了转子系统的临界转速及其模态振型。
最后，通过在叶轮上施加不同不平衡品质的原始不平衡质量方法，计算了转子系统的不平衡响应，分析了不平衡响应与叶轮不平 衡品质的关系。
研究结果表明，超临界机组汽动给水泵转子为刚性转子，在工作转速下，转子振动对出水口处叶轮的偏心 质量比较敏感；提高叶轮的不平衡等级可以减小转子的振动，但是需要同时提高各个叶轮的不平衡等级才能获得明显效 果。
因此，为了控制汽动给水泵转子的振动，需要从转子支承系统整体考虑，提高转子部件特别是叶轮的加工、安装和调试 精度。
关键词超临界机组汽动给水泵 有限元法 临界转速 不平衡响应中图法分类号TK264. 12; 文献标志码A目前，汽轮机汽动给水泵机组的配置一般为2 台汽动给水泵和1台备用电动给水泵[1]e汽动给 水泵的工作状态直接影响汽轮机组的运行安全。
；汽动给水泵运行中存在的一个主要问题是其振动 问题_张家伟等[2]研究了汽动给水泵滑动轴承部分 轴瓦的振动特征，分析了轴承部分产生的异常振动，主要由于轴承的支承刚度弱和转子存在的不平衡。
徐福海等[3]研究发现汽动给水泵非驱动侧竖直方 向振动量大的主要原因是转子解体维护不合理引起 质量改变，从而产生动不平衡。
目前，600 M W及以上汽轮机组已成为火电厂 的主力机组。
为了提高大型火电机组运行的安全，有必要严格控制汽动给水泵的振动#为此，本文针 对600 M W超临界机组汽动给水泵存在的振动问 题，采用有限元分析方法，通过建立汽动给水泵转子 有限元分析模型，并在叶轮上施加不同不平舊丨品质 的原始不平衡质量方法，计算转子部分的不平衡振 动响应，分析汽动给水泵转子不平衡振动的响应特2〇16年10月10日收到国家自然科，基金面上项目(51276059)资助*通信作者简介:何會P E-m ail: hgng@ I63. com9引用格式:孙培栋，李*1•民，陶向宁，等.超临界机组汽动给水泵转子振动研究[J].科学技术与工程，2017, 17(10): 192—197Sun Peidong, Li Shumin, Tao Xiangyu, et al. Rotor vibration of steam feed water pump for supercritical unit [ J J. Science Technology and Engineering, 2017, 17(10)：192—197征和影响因素，以期对其设计、制造、安装调试和运 行控制提供指导和参考，从而可以从源头和根本上 寻求解决大型汽轮机组汽动给水泵的振动问题的技 术方法。
1汽动给水泵转子结构分析某600 M W超临界机组汽动给水泵的转子结构 如图1所示，主要包括泵轴、推力盘、推力盘锁紧套、平衡盘、平衡盘锁紧套、5级叶轮、滑动轴承、机械密 封、挡油环、联轴器等。
图1中标出了上述主要部件 在轴上的位置，还标出了入水口和出水口位置。
在 对转子部件进行转子动力学分析时s需要特别考虑 转子部件之间的配合关系。
图1汽动给水泵转子结构示意图Fig. 1The structure of rotor of steam feed-water pump如图1所示，汽动给水泵转子轴长2.826 m。
根据结构特点，将转子部件从左到右分为25个轴 段，依次编号为1〜25,如表1所7K。
汽动给水泵的平衡盘是多级离心泵普遍采用的 1种轴向力平衡装置，本文研究的600 M W超临界 机组的汽动给水泵也采用了这种平衡装置$平衡盘 通过键联接的方式固定周向位置，采用平衡盘锁紧10期孙培栋，等:超临界机组汽动给水泵转子振动研究193表1汽动给水泵转子轴段结构与特点Table 1 The structure and its property of shaftsection of rotor of steam feed water pump 编号长度结构及其特点1 ~3191.5推力盘及其锁紧装置4 ~5108.5—6120左侧滑动轴承779.5左侧挡油环8 ~10292左侧机械密封11 ~12255平衡盘及其锁紧装置1395末级叶轮，出水口14-16459次级叶轮17159.5首级叶轮18321.5进水口19 ~21317.5右侧机械密封2274右侧挡油环123120右侧滑动轴承2463右侧挡油环225170联轴器连接位置套固定轴向位置，与泵轴同时转动。
由于平衡盘存 在间隙和压力差，末级叶轮流出的高压液体进入到 平衡盘与定子之间的间隙，产生压差作用下的平衡 力，与转子本身受到的轴向力形成动态的平衡。
推 力盘位于非驱动侧的末端。
推力盘通过锁紧套固定 在轴上的轴向位置，并采用键联接固定周向转动，随 泵轴一起转动，利用固定在定子上的推力瓦来平衡 转子启动和受到冲击的过程中产生的轴向力，防止 转子发生轴向蹿动，保证转子与泵体间的相对位置，保护设备的安全。
叶轮共有5级，其中首级叶轮位 于入水口侧，末级叶轮位于出水口侦彳，其余3级位于 首级叶轮和末级叶轮之间，为次级叶轮。
叶轮与泵 轴之间采用键联接，其配合为过盈配合，因此可视为 与泵轴为一个整体[4]。
泵轴的支承包括轴向支承和径向支承。
泵轴的 轴向支承主要由平衡盘和推力盘提供动态轴向力作 用。
平衡盘的主要作用是平衡泵轴受到的轴向力，而推力盘的作用则是作为平衡力的补偿装置。
泵轴 的径向支承由滑动轴承提供，其中叶轮处密封的支 承刚度对转子的临界转速和振型有很大的影响。
由于叶轮密封环部分与定子之间存在〇. 1m m的间 隙，当汽动给水泵工作时，水介质填充到该间隙中，从而形成水密封轴承。
水密封轴承给泵轴提供一定 的径向支承刚度和阻尼。
除此之外，转子上的机械 密封和挡油环在汽动给水泵工作时也会提供部分径 向支承刚度，但是，由于其量值较小，可以忽略不计。
2有限元模型建立本文应用有限元分析软件ANSYS对汽动给水泵转子进行有限元建模和分析。
根据表1所示汽动给水泵转子的结构特点，将转子轴沿其轴向划分为几何相近的91个梁单元，共计92个节点，叶轮、平衡盘，推力盘等部件简化为集中质量和转动惯量，附加到对应的节点上，如图2所示。
图2中，坐标原点设在左端轴心，定义％为轴向方向坐标，：y■为垂直方向坐标，^为水平方向坐标。
图2汽动给水泵转子简化模型示意图Fig. 2 The simplified model of rotor of steam feed water pump 图2所示的有限元模型的参数设置如下：(1)轴单元选用梁单元Beaml89。
梁单元Beaml89的截面设置为实心圆CS0LID，需要输入的结构参数为轴段长度及其对应轴半径，轴的材料为40CrNiM〇合金钢，其密度为7 870 kg/m3，弹性模量为210 GPa，泊松比为0.3。
附加质量单元选用质量单元Mass21，将集中质量和转动惯量通过实常数设置。
(2) 滑动轴承和密封处的弹簧阻尼轴承单元[5]选用Combi214单元，分别耦合到对应的节点上。
滑动轴承和水密封轴承特性通过8个动特性参数设置。
单元节点自由振动的控制方程为[6](1)式（1)中，（y，z)T为节点位移向量；（y，z)T为节点速度向量；（欠i)T为节点加速度向量；^j为节点质量矩阵；czz为轴承阻尼矩阵;•K轴承刚度矩阵。
滑动轴承的刚度矩阵和阻尼矩阵分别为[7]k Y Y V「7.89 8.6〇1_〇= x 109N/m(2) K K-L - 6.02 6. 12JC Y Y V「49 6.74] 5= x 10 N •s/m(3) -C Z yL6.8 37 J水密封轴承的刚度矩阵和阻尼矩阵分别为[8]k Y Y k-「25.5 1.35i^y y y z= x 106N/m(4)K-L- 1.35 25.5J'C rr V「6.86 3.38] T.T,= x 103N •s/m(5)L3.38 6.86J(3)汽动给水泵转子轴通过滑动轴承和密封水194科学技术与工程17卷0 5 10 15 20 25 30 35 40 45转速/(xl 000 r.min-1)图4汽动给水泵转子的坎贝尔图Fig. 4 The Campbell chart of rotor of steam feed water pump4不平衡响应特性分析由于转子部件在制造加工以及安装调试等方面可能出现的偏差，导致叶轮、平衡盘、推力盘等部件 难免存在一定的质量偏心。
这些偏心质量在转子旋 转时就会产生不平衡力，如图5所示。
图5不平衡力Fig. 5 The unbalanced force由式（1)，单元节点在不平衡力作用下的振动 控制方程为[30](6)式(6)中，\F r = F hcoscot(?)^F z = F h^\ruot式(7)中，Fb 为不平衡力，N ; Fy 为不平衡力的y 方 向的分量，N ;F 2为不平衡力的z 方向的分量，N;w 为转子旋转角速度，rad/s 。
对于功能、结构、尺寸等各不相同的转子，可 用一个统一的尺度——不平衡品质来衡量转子不 平衡状态。
平衡品质G 与不平衡力在转子轴承上 引起的动压力成正比，即具有相同平衡品质的各 种机器，其轴承单位面积上承受的动压力大致相当。
为了保证转动机械的安全工作，国家标准分别对不同类型的转子规定了其平衡品质常用 等级从G 0.4〜G40。
主要包括G 0.4、G 1.0、G 2.5、G 6.3、G16、G 40等6个不平衡品质等级。
不平衡品质表征数值越大表示不平衡品质的精度越義a G O . 4主要用于陀螺仪和高精密磨床砂轮轴，G40主要用于汽车轮、火车轮轴和农业机械或建筑机 械的旋转部件。
而水力机械主要涉及G 2.5、G6.3 和 G16。
根据国家标准[UI，刚性转子的平衡品质主要体 现在转子单位质量的允许残余不平衡量或者 质量偏心距e 。