三门峡300MW汽轮机轴系振动故障的诊断和治理

中国•海南中国科协2004年学术年会电力分会场暨中国电机工程学会2004年学术年会论文集151三门峡300MW汽轮机轴系振动故障的诊断和治理李江海（三门峡华阳发电有限责任公司，河南三门峡472143）DIAGNOSEANDBRINGTHEROTOR-BEARINGSYSTEMVIBRATIONUNDERCONTROLOFSANMENXIA300MWSTEAMTURBINELIJiang-hai（SanmenxiaHuayangPowerGenerationCO.,LTD.Sanmenxia472143,China）ABSTRACT:Researchandanalyzethefailurevibrationoftherotor-bearingsystemofSanmenxia300MWsteamturbine.Eventuallyreachesoutthefeasiblemeasureofbringingthevibrationundercontrol,thevibrationofrotor-bearingsystemhasgotuptogoodnesslevelnow.KEYWORDS:300MWsteamturbine；Rotor-bearingsystemvibration；Harness摘要：对三门峡300MW汽轮机轴系存在的振动故障，进行研究、分析，最终找到了可行的治理措施，使轴系振动状况达到了优良水平。关键词：300MW汽轮机；轴系振动；治理1引言三门峡华阳发电有限责任公司（原三门峡火电厂）一期工程安装2台东方亚临界、中间再热、两缸两排汽N300-16.7/537/537-3型（合缸）凝汽式汽轮机，轴系由四只带球面轴瓦套的椭圆轴承支撑。整个汽轮发电机组轴系的布置如图l所示。#1、2机分别于1995年5月，1997元月移交试生产。对轴系振动的监测包括：#1~8瓦垂直方向的轴承振动（瓦振）以及从机头方向看，位于#1~6瓦处分别代表450和1350方向转轴振动的X、Y向轴振。汽轮机的高中压部分采用合缸反向布置结构，其中高压部分为双层缸。外缸由下缸中分面伸出的前后左右四个猫爪搭在前轴承箱和中低压轴承箱的水平中分面上(即下猫爪中分面支承结构)，#1轴承布置在前轴承箱内。在高中压外缸的前端靠近底部的位置有汽缸推拉装置与前轴承箱相连。高压缸进汽方式采用喷嘴配汽，四只高压调节阀，对应四组喷嘴（见图2）。汽门的设计开启顺序为I+II→III→IV，后因在大于250MW运行工况下#1瓦振动超标，将阀序改为I+II→IV→III。低压缸为对称分流式焊接双层缸结构，内缸下半水平中分面法兰四角各有一只猫爪搭在外缸上，负载整个内缸包括所有隔板的重量，低压外缸四周的支承台板放在成矩形布置的基架上，承受着整个低压部分的重量。轴承箱布置在低压外缸下半的两端。以悬臂梁的形式“伸入”低压缸内，靠筋板加固。盘车箱通过垂直法兰螺栓联接在低压后轴承箱上，盘车箱台板与低压外缸台板连为一体（见图3）。图1汽轮发电机组轴系布置示意图2问题的提出汽轮机轴系的振动故障主要表现在：（1）#1瓦轴振超标，特别是在1999年高中压转子出现弯曲后，#1瓦振动超标的问题变的更为突出；（2）#4瓦振存在季节性随机性振动超标的问题。152中国科协2004年学术年会电力分会场暨中国电机工程学会2004年学术年会论文集中国•海南图3低压轴承座及盘车箱布置图表1试运行期间303.3MW负荷下的振动情况（振动幅值单位:µm）轴承序号#1#2#3#4#5#6#7#8瓦振92315132825145X方向轴振10645396238/Y方向轴振13362389255862.11号轴承振动的历史状况在机组投运的初期，#l瓦轴振值虽然偏大，但相对比较稳定。参见表1所示试运期间300MW工况下轴系的振动情况。1999年在冷态启动时的1200r/min中速暖机过程中，#1瓦振动出现突然增大超标的故障（记录显示值瓦振达91µm，轴振达334µm），揭缸后发现高中压转子弯曲0.135mm，弯曲最大值发生在高中压转子的过桥汽封处，汽封档槽底部拉毛深约1mm。在调节级和中压第一级处进行现场配重432g，将#1瓦抬高0.05mm。处理后在各负荷工况下，#1瓦的轴振X向基本上维持在95~132µm，Y向基本上维持在170~195µm。为进一步改善#1瓦的振动状况，后又将#1瓦的宽度由190mm缩短为175mm，并按制造厂提供的间隙标准的下限调整#1、2瓦顶隙；#2瓦标高在原来的基础上降低0.10mm，以增大#l瓦的负载；前箱做推拉活动检查，滑块抽出清扫，注入新的润滑脂。处理后#1瓦1X/lY轴振分别降到70~90/70~87.2µm，随着机组的运行后来#1瓦的振动基本稳定在：1X/1Y=69~87/130~154µm。2000年7月份以后，在机组启停过程中，#1瓦又多次出现轴振超过260μm的异常情况，带负荷后振动值会有所下降。2.2#4轴承振动的历史状况机组自投产后#4轴承曾多次出现季节性随机振动超标现象，且大多发生在11月份至次年3月份气候比较寒冷的季节。当年的11月10日瓦振首次突破0.03mm，达0.035mm（当时负荷192MW），这个冬季#4瓦瓦振最大达0.048mm（当时负荷为250MW）。以后的每年冬季都存在#4瓦振动大的问题。在机组运行期间为查明影响#4瓦振动的因素，多次进行了变负荷、变润滑油温、变真空（低压缸排汽温度）、变凝汽器热井水位、变发电机冷却风温、两台循环水泵切换、切除#1/2低加运行等一系列针对性试验，结果表明调整低压缸排汽温度（凝汽器真空）是现场抑制#4瓦随机振动扩散唯一可操作的见效的措施。进入1999年11月份以后，#4瓦的振动状况进一步恶化，振动的随机性更为明显，运行中瓦振一直有上升趋势，曾两次因#4瓦振动大达0.078mm，而打闸停机。3原因分析3.1对#1瓦轴振超标的原因分析3.1.1负载偏轻，稳定性差。结果使运行中的#1瓦处于一种“准自由状态”，任何轻微的扰动，如汽缸膨胀不畅，动、静部分碰磨，汽流扰动等，均会对#1瓦轴振产生较大的影响。中国•海南中国科协2004年学术年会电力分会场暨中国电机工程学会2004年学术年会论文集1533.1.2汽缸膨胀不畅，使汽缸局部产生较大的热应力，造成汽缸变形，改变了原有的动静部分间隙，直至引起动静碰磨，激起比较敏感的#1瓦振动的超标。在机组运行中发现，高中压缸的总胀一直有减少的趋势，左右总胀偏差达1.5mm。3.1.3转子弯曲后存在有较大的不平衡量，该不平衡量是激起#1瓦振动的重要因素。3.1.4存在产生“蒸汽振荡”的因素，在高负荷工况下，较大密度的蒸汽在原本存在有较大差异的动静间隙间，产生起了较大的蒸汽激振力。3.1.5主油泵转子对#1瓦振动的影响。历次检修中多次发现主油泵推力瓦的推力面磨损严重，推力瓦磨损后的主油泵转子的窜动量最高达2.15mm。3.1.6中–低对轮缺少止口，螺栓连接紧力不够。甩负荷后，有可能引发两个靠背轮滑移，张口变化和严重不对中，使转子在旋转中产生跳动。3.1.7冷态预留中–低中心高差,与#2~3轴承热态标高的实际变化值存在有较大偏差。据现场测试#2~3轴瓦两侧冷热态相对标高平均变化达0.70mm。3.2对4号瓦振动故障的原因分析4号瓦的振动以基频成份为主，谐波分量小，呈正弦波形；振动相位随振幅增加呈减少趋势变化；#4轴承振动增大时，#4瓦轴振、#3瓦轴振、#3瓦瓦振有同步增长趋势，相临的#5瓦振动有减小的变化趋势。探讨引起#4瓦振动的原因，认为有以下几个方面：3.2.1低压轴承座刚性不足，#4轴承不平衡响应值高（达0.20~0.30mm/kg），是正常值的3~4倍，结果造成运行中的动静部分径向间隙易消失而发生碰磨。当#4瓦瓦振达0.05mm时，运行中的低压缸中部振动达0.30mm，说明低压缸存在有共振现象。3.2.2盘车箱与台板交界处的差别振动比正常值大2~9倍，并有随4瓦振动的减小而减小的趋势，但仍高达正常值的2~3倍。#4轴承座与台板连接处的差别振动现场无法测量，但根据己测量到的数据推断#4轴承座与台板的差别振动也远高于正常值。3.2.3运行中的盘车箱底座脱开台板，间隙高达0.19mm（冷态时用塞尺检查0.02mm不入），处于一种“无约束”的脱空状态，这种脱空状态降低了#4瓦轴承座的稳定性，降低了#4瓦的抗振能力，甚至会“放大”#4瓦的振动。3.2.4低压转子存在激发#4瓦产生突发性振动的二阶残余不平衡量。3.2.5运行中低压转子与发电机的中心跑偏对#4瓦振动的影响。三次大修复查低–发中心发现，均发现有中心跑偏现象，中心偏差高达0.50mm，说明运行中低–发对轮的不对中是影响#4瓦振动的重要因素。3.2.6和冷态比较#4轴承座存在有较大的不均匀变形，据现场测试#4~5轴瓦两侧冷热态相对标高平均变化达0.356mm，两侧差值达0.249mm；这种不均匀变形会引起轴系中心的变化，进一步加剧低–发对轮不对中对#4瓦振动的影响。3.2.7在两台机三次大修中均发现低压内缸有裂纹存在，低压轴封和隔板汽封有碰磨现象，说明运行中的低压内缸存在有较大的内应力，这个内应力甚至造成运行中的低压转子与隔板的相对间隙的改变，并最终导致动静部分的碰磨。3.2.8轴系中#1~4瓦虽然采用了带球面轴瓦套的椭圆瓦，但对轴瓦的多次检查表明，实际运行中的轴瓦的自位能力并是不好，轴瓦存在着较普遍的接触偏斜现象。3.2.9转子出厂时，由于当时条件的限制，只进行了低速动平衡，而未能在工作转速下进行高速动平衡，形成了转子本身的局限性。4对振动的治理及效果4.1对#1轴承振动的治理4.1.1将高调门开启的阀序由原来的I+II→III→IV调整为I+II→IV→III后，解决#1瓦在250MW以上工况运行时，#1瓦振动超标的问题。4.1.2为解决汽轮机启停过程中的碰磨振动问题，同时兼顾高中压缸的经济性，将高中压汽封进行改造：隔板汽封、部分轴封改为布莱登汽封，为弥补布莱登汽封在启停机过程中汽封径向间隙大，轴端汽封漏汽过大等不足，分别将高中压后汽封外的4圈汽封改为软体不锈钢铁素体汽封。并着手改善汽缸猫爪的保温状况，减少了漏汽、缸温对中–低中心的影响。4.1.3以油档洼窝为基准，对高中压隔板中心、隔板膨胀间隙、汽封退让间隙进行检查并调整，以改善动静间隙的差异和缸内部套膨胀受限状况。4.1.4针对#1瓦受到的附加激振力多而复杂的情况，将#1瓦改为具有较强抗失稳能力的可倾瓦，使154中国科协2004年学术年会电力分会场暨中国电机工程学会2004年学术年会论文集中国•海南转子在左右偏移过程中，保持轴心基本上处在瓦的垂直中心线位置，以消除导致转子轴颈涡动的动力源。4.1.5高中压转子在动平衡试验台上做高速动平衡，控制轴承在试验台上的振动烈度小于1.28mm/s。4.1.6翻前箱检查纵销拉伤情况，滑块改为石墨镶嵌型固体自润滑滑块，相对于原滑块它的摩擦系数小，润滑剂为固体材料，稳定性好，不会发生油脂型润滑剂干结后造成摩擦系数成倍增加的问题。4.1.7为减少抽汽管道对汽缸膨胀的影响，分别在三、四段抽汽管的垂直管段和水平管段上加装膨胀节。4.1.8主油泵抗震轴改为实心刚性轴，以消除抗震轴在旋转过程中，产生的附加振动对#1瓦的影响。4.1.9机组冷态启动时，投运汽轮机预暖系统，充分暖缸，保证机组在冲转前高中压缸左/右膨胀在7mm以上。4.2对4号轴承振动的治理4.2.1用φ219×18和φ133×18钢管对低压轴承座加固，以增加#4轴承座的刚度，加固方案参见图4。4.2.2低压转子的末级平衡槽反对称位置加配重块，以改变低压转子振动模态不平衡质量分布，调整基频振动扰动力的激励影响，降低低压转子二阶残余不平衡量。4.3中–低、低–发对轮螺栓由原来的M48×3改为M52×3，相应螺栓的径部也由Φ43.5加粗到Φ46，以增大螺栓的连接紧力。4.4治理后的轴系振动状况达到了良好水平(见表2)图4低压缸轴承座加固示意图表2大修后汽轮机轴系的振动情况振动幅值单位µm#1瓦#2瓦#3