汽轮机#1轴承振动大分析及处理方法

汽轮机#1轴承振动大分析及处理方法
顾崇廉，谈立春
（北京太阳宫燃气热电有限公司，北京 100028）
摘要：针对汽轮机#1轴承振动偏大，特别是机组带大负荷时振动迅速增加，同时出现半频振动，且半频分量的比重较大。

从轴承自激振动、轴系负荷分配和汽流激振方面进行分析，利用检修期间，对#1轴振问题进行治理，使机组振动水平达到优秀范围内。

关键词：轴振；轴承自激振动；晃度；汽流激振；
一、前言
北京太阳宫电厂为燃气—蒸汽联合循环机组，汽轮机为LN275/CC154-11.49
/0.613/0.276/566/566型哈汽机组， 1、2#轴承为4瓦块可倾瓦轴承，振动保护监视系统TSI，监测1～6号轴承X、Y方向（分别为面向机头向后看垂直中分面左侧45°和右侧45°位置）转子相对振动以及垂直方向的轴承座振动。

二、机组振动特点
2010年10月机组检修之前，机组振动主要反映在#1轴承轴振动（特别是Y方向轴振）偏大，轴承座振动很小，通常不超过10μm 。

对振动数据进行分析，其#1轴承轴振具有如下特征：
（1）#1轴承轴振测点位置晃度值过大
根据该机组多次冷态启动过程数据，发现在低转速（通常400r/min左右）时#1轴承X、Y方向轴振动数据（即晃度值）分别高达75μm和90μm左右，严重超标。

但基频值分别只有25μm和30μm左右。

（2）带负荷后振动出现一定程度的爬升
机组带负荷后#1轴承轴振较空载时的数据明显增大（特别是Y方向轴振）。

表1列出的是不同工况下1、2号轴承轴振动数据，从中看出热态空载时#1轴承轴振较冷态空载时有一定的增大，223MW时的振动（Y方向轴振）进一步增大。

表1 不同工况下汽轮机1、2#轴承轴振基频和通频值（μm∠°/μm）
（3）额定负荷附近振动剧烈波动
当机组在较大负荷（220MW附近）运行时，#1轴承轴振就呈现一定的波动，波动主要来
自21.87Hz的低频分量，幅值5～50μm不等，而基频分量基本不变；当负荷超过240MW，振动大幅波动，见图1，波动仍是21.87Hz的低频分量为主，其最大波动到达103μm。

见图2
图1 DCS系统记录的#1轴承轴振随负荷变化
图2 TDM记录的250MW工况下#1轴承轴振频谱
三、振动原因分析
根据汽轮机振动的以上三个特点，下面进行相应的原因分析。

（1）晃度和测量位置问题分析
转子的晃度是由机械的、电磁的、材质的因素（例如被测轴段偏心、弯曲、转轴表面不圆度及局部缺陷、剩磁、材质不均匀、表层残余应力等）引起的非振动偏差。

GB/T 11348.2-2007标准规定各测点总的晃度值不应超过相应许可振动位移的25％，#1轴承X、Y 方向轴振测点处晃度高达75μm和90μm左右，远超过标准要求。

在采用电涡流传感器进行轴振动测量中，通常仪表上显示的轴振动测量数值是该振动测点的晃度值和实际的轴振动值的矢量之和。

由于#1轴承轴振测点处的晃度值偏大，使得二次仪表显示的振动值较实际振
动值大。

由于#1轴承X、Y方向轴振测点位置不在GB/T 11348.2-2007标准规定的轴承中央，而
在轴承中央外侧接近轴封处的前箱外油挡处，由于此处高温轴颈容易产生油渍，并且易污染，造成轴颈光洁度较差。

（2）带负荷振动的增大问题分析
由于带负荷（热态下）#1轴承轴振动明显比空载时振动要大，说明高中压转子存在一定的热变形，造成转子热态下平衡状态的恶化。

除转子本体热变形产生附加的不平衡振动外，还可能由于与高中压转子相连的主油泵小轴热态下摆度的增大引起，其通常在转子存在一定的热变形时更加明显。

（3）大负荷附近振动剧烈波动问题分析
在机组240MW负荷以上时，#1轴承轴振出现大幅波动，以21.87Hz的低频分量为主，振动成分中出现低频分量一般预示着该振动系统的稳定性较差。

引发低频振动的原因通常包括轴承自激振动和汽流激振。

轴承自激振动是润滑轴承油膜力激发的不稳定振动，其一般是由过大的轴承磨损或间隙、不合适的轴承设计、轴承承载过小、润滑油参数的改变等因素引起的。

在机组由冷态到带大负荷（热态）过程中，轴颈在轴承中的位置会出现一定的变化。

从表2所列的各工况下间隙电压变化数值，可以看出#1轴颈向上及Y方向浮动量过大，达0.385mm（根据振动传感器灵敏度可以换算成轴颈位置相对变化量），这会造成轴承在热态下承载下降，导致稳定性变差。

汽流激振通常是当转子在汽缸中出现偏心时作用在转子上的蒸汽力引起的自激振动，通常发生在高参数大容量机组的高中压转子上，往往是出现在较大负荷工况。

从机组运行中间隙电压的变化，发现轴颈在轴承中明显向Y方向偏斜（或转子在汽缸中偏斜），会产生较大的蒸汽激振力，造成振动失稳。

当然，机组运行中转子在汽缸中位置的偏斜，除与作用在转子上的蒸汽力大小和方向有关外，也与汽缸的不均匀膨胀有关。

如果存在汽缸跑偏现象，则也会造成转子在汽缸中相对位置的显著变化。

综上所述，#1轴承振动失稳是轴承自激振动和汽流激振共同作用的结果。

表2 汽轮机1、2号轴承间隙电压变化（V）
四、检修中解决振动问题采取的措施
（1）控制和减小#1轴振测点的晃度
在机组的大修中，检查发现#1轴振测量面的光洁度较差，不仅有油档齿磨出的划痕，还有疑似涡流探头头部保护塑料的融化物（图3方框内所示），在随后的检修工作中，通过对测量表面的车削打磨处理，同时又在轴颈附近位置增加了新的#1轴振测点，其晃度又明显小于老测点，如表3，并将新测点引入保护。

图3 原#1轴承轴振的测量面
图4 #1轴振新测点安装位置表3 检修前后，#1轴振测点的晃度变化（通频，单位：μm）
（2）调整轴承安装参数
由于转子运行中#1轴颈向Y方向偏移量过大，因此为保证运行中轴颈在轴承中相对中部，可调整轴承安装参数，以减小汽流激振力，进而降低不稳定的低频振动分量。

此外，对轴承安装参数进行调整也可增大Y方向油膜刚度，以减小热态下Y方向轴振。

现场优化轴承性能的方法有两种：一是标高调整；二是轴承间隙调整。

由于#1轴承位于轴系端部，理论计算结果和现场实践经验均表明#1轴承标高对其性能的影响十分有限，因此检修中主要对#1轴承间隙进行优化计算。

转子支撑力（G）主要包括轴承承载力（W）和蒸汽作用力（F），就高中压转子#1轴承侧的支撑而言，存在力平衡（如图4）：
111
G W F
=+。

另外，#1轴承相关安装参数如表6所示。

图5 高中压转子#1轴承侧的受力示意图
采用有限元－差分法分别对如下两种假设条件下、安装间隙分别为0.63mm（检修前轴承间隙）和0.51mm（轴承安装标准的下限）的轴承性能进行计算分析，
（1）假设蒸汽对转子的托起力（
1
F）不变，即轴承承载力（
1
W）也不变由于轴承承载力不变，#1轴承在不同安装间隙下的油膜刚度和阻尼也不会有明显变化，但在机组定速3000r/min到230MW负荷过程中，轴颈浮起量将大幅减小，见表4，使转子在汽缸中位置的偏斜量减小，进而减小汽流激振力，从而最大限度地控制汽流激振。

表4 不同安装间隙下#1轴颈的浮起量
（2）假设转子的浮起量不变，即轴承偏心率不变
表5给出了不同直径安装间隙工况，在机组定速3000r/min到230MW负荷过程中，轴承油膜刚度和阻尼的变化。

可以看出随着轴承安装间隙的减小，轴承油膜刚度和阻尼逐渐增大。

表5 不同工况下#1轴承的性能参数
由以上计算分析来看，减小轴承间隙不仅能够增强油膜刚度和阻尼，增强轴承的稳定性，同时减小浮起量改善通流的同心度，降低机组振动。

因此在检修期间调整#1瓦下瓦块调整垫片，把#1轴承直径安装间隙左、右侧分别减小到0.52
mm、0.54mm。

（3）调整轴系负荷分配
调整#2瓦枕垫块，使#2瓦标高减小0.14mm，增加高中压轴系载荷，提高轴承稳定性，减小轴颈浮起量。

综上处理后，机组在254MW时，各轴振在优秀范围，其#1轴振Y向的频谱如图6。

图6 TDM记录的254MW工况下#1轴承轴振频谱
五、总结
检修前对振动问题的分析和检修期间的处理，随后又进行了现场动平衡，在检修后，机组带满负荷时#1轴承振动在优秀范围，同时半频分量很小。

验证了其方案的可行性。