徐乃华，闫 锵，张天胜，傅行军

（1.东南大学火电机组振动国家工程研究中心，江苏 南京 210096；2.阳城国际发电有限责任公司，山西 晋城 048102）

一、350MW汽轮机简介

某发电厂汽轮机为德国西门子公司生产的K30-40-16，N30-2×10型亚临界、反动式、一次中间再热、单轴、双缸、双排汽、凝汽式汽轮机，机组额定负荷为350MW。机组高中压缸为双层缸结构，采用合缸布置，水平中分式上下缸都为整体铸件。低压缸为双分流设计，也为双层缸。汽轮机采用两转子三支撑结构，高中压转子和低压转子都采用合金钢整锻转子，转子之间均采用刚性法兰式联轴器联接。高中压转子由16个50%反动度的反动级组成，中压转子由13个50%反动度的反动级组成，低压转子叶片为2×6个带50%反动度的反动级，为了避免冲击损失，低压最后三级设计成长扭叶片，末级叶片长976.6mm。为了平衡轴向推力，本机除了采用对称布置外，还设有平衡盘，余下的由组合式支持推力轴承平衡。本机组共有六个轴承，1#轴承为组合式支持推力轴承，其他为椭圆形轴承，各轴承均是单侧供油轴承。汽轮机的三个轴承座均为落地式轴承座，与基础通过地脚螺栓直接固定。轴系支撑方式见图1。

图1 350MW汽轮机轴系图

1.1 #瓦振动的产生和发展

汽轮机投产初期，各轴承振动及其他参数运行状况良好，相关数据见表1。

2004年3月，机组检查性大修后1#瓦相对轴振开始缓慢增大，且随机组负荷化而波动，从总体变化趋势看负荷升高时，振动略有减小，但没有严密的对应关系，机组启停过临界转速时相对轴振值也在不断增大。正常运行中轴振值最大达180μm，停机过临界达280μm。相关数据见表2。

表1 汽轮机投产初期振动情况

表2 汽轮机最大轴振数据

2.机组主要检修情况

汽轮机振动产生的机理和表现形式较复杂，针对可能引起机组振动的原因，利用停机机会也做过相关检查处理，发现的问题及主要处理方案有：（1）两支撑可倾瓦有轻微磨损，修刮处理。（2）1#瓦球面部分与瓦枕接触不均，自定位性不好，瓦扬度与轴颈扬度偏差较大，瓦后扬，轴颈前扬，轴瓦内下油挡磨损。后对瓦球面接触部分进行研刮处理，调整轴瓦各插板压板间隙使符合制造厂标准。（3）调整高中压缸与转子中心，使其符合制造厂标准，消除可能由于汽隙不均引起的蒸汽激振。（4）对轴系重新找正，调整中低对轮张口为下张口0.025mm。消除轴系对中不良引起的振动。（5）在1#瓦下面适当加垫调整增加1#瓦载荷，消除轻载可能引起的转子稳定性下降造成转子振动。（6）查轴颈对轮晃度都在0.02mm以内，排除晃度大引起的振动。每次检修后机组振动值略有好转，但效果不明显，随着运行时间延长，振动值又开始爬升。

二、机组振动测试结果

由于1#瓦轴振过大，影响机组安全运行，机组被迫停机，2010年3月21日尝试开机，开机过程中，重点监测了1#、2#、3#瓦的振动情况，表3为升速过程的振动数据，图2是机组1#瓦升速过程的波特图。

表3 机组升速过程1#瓦振动数据

图2 机组升速过程1瓦的波特图

从数据和波德图中可以发现，机组1#瓦X方向轴振明显过大，且振动成分以1倍频为主。

三、振动故障分析及处理方案

1.振动分析

根据现场测得的振动数据可知1#瓦轴振90%是1倍频成分，从以往检修后的情况可以排除以下故障：（1）轴瓦的稳定性问题。（2）轴颈、对轮晃度大的问题。

经检测分析认为2号机存在不平衡振动故障，不平衡故障的来源为高中压转子或中低靠背轮，可能的原因有两方面，一是高中压转子（特别是中压段）可能存在弯曲或者套装部件松动现象；二是中低靠背轮存在不同心、瓢偏或者滑移等连接缺陷。

2.故障处理方法

以前对1#瓦振动问题进行过动平衡处理，在1#、2#瓦两侧平衡槽反对称加配重600g，但平衡效果不明显，1#瓦轴振仍很大。此次分析了以往处理方案及其效果，结合现场振动数据，进行第一次试加重，将1#瓦侧平衡槽原有配重全部去掉后加重619.5g∠330°，然后启机1#瓦振动改善不明显，第二次在2#瓦侧加重1 147g∠270°，再次启机冲转，1#瓦轴振过临界时降低到249μm∠88°，3 000r/min时降到127μm∠130°，振动虽仍不满意，根据加重前后振动的相位没有变化，幅值减小，可以明确加重方向是准确的，考虑到1、2侧平衡槽加重半径较小，导致影响系数偏小，最后决定在缸内靠近中压转子末级叶轮的平衡槽内加重600g∠270°。2010年5月30日启机冲转，过临界时1#瓦轴振降到100μm以内，此次加重取得了很好的效果。机组升、降速过程中各轴承的振动特性曲线如图3所示。

图3 处理后起机过程1瓦的波特图

机组启机的升、降速过程以及带负荷过程中，各瓦振动良好稳定，具体数据见表4。

表4 最后启机过程最大轴振 μm

四、结论

该汽轮机1#瓦轴振偏大的振动故障来源于高中压转子的不平衡，通过两次加重后发现1、2侧的平衡槽由于直径只有600mm，使得影响系数偏小，同时考虑到不平衡位置对转子不平衡响应的影响，高中压转子存在较大的不平衡，导致平衡效果较差。最后在缸内靠中压末级叶轮侧平衡槽加重，平衡槽直径为1 140mm，加重600g后振动取得良好的效果。因此，现场动平衡要达到满意的效果，首先要明确不平衡位置，然后决定加重位置，其次是采用合理的动平衡方法。

[1]杨建刚.旋转机械振动分析与工程应用[M].北京：中国电力出版社，2007.

[2]施维新，石静波.汽轮发电机组振动及事故[M].北京：中国电力出版社，2008.