贾凯利， 黄前进， 蔡勇军

(1. 中广核核电运营有限公司， 广东深圳 518124；2. 大亚湾核电运营管理有限责任公司， 广东深圳 518124)

某核电厂启机过程中11号轴承振动高，对其进行原因分析时发现可能是套装靠背轮松动或靠背轮螺栓紧力不均匀导致振动高。笔者从理论上按材料弹性变形范围计算靠背轮端面瓢偏引起大轴弯曲对振动的影响，从单一螺栓失去紧力分析计算靠背轮螺栓紧力不均对振动的影响，以及实施不同位置模拟加重对振动的影响，结合大修停机检查数据分析，找出引起轴承振动高的根本原因，并依此制定了处理方案。

1 机组概况

该核电厂安装了2台英国产冲动式汽轮机机组，额定功率为983 MW[1]，1994年投产。机组由1台双流高压缸、3台双流双排汽低压缸、1台发电机和1台励磁机及尾端电动盘车组成，轴系总长约为50.5 m；高压缸为单层缸，低压缸为双层缸结构，发电机为水氢氢冷却，励磁机为空气冷却；整个轴系由12个径向瓦和1个推力瓦组成，1～10号径向瓦为圆筒瓦，11、12号为可倾瓦。机组振动要求为：1～12号轴承振动报警值为135 μm，建议打闸值为185 μm，绝对打闸值为250 μm。

汽轮发电机组轴系振动测点布置见图1。

图1 汽轮发电机轴系振动测点布置图

11号轴承为励磁机前轴承，励磁机整体结构从前向后主要由转子大轴、套装靠背轮、副励磁机、11号轴承、主励磁机、旋转整流器、滑环、12号轴承及盘车短轴组成。励磁机前靠背轮采用加热后套装装配工艺(简称热套)，结构见图2，装配后对靠背轮前后端面车削加工确保与大轴垂直。励磁机与发电机靠背轮(简称励发靠背轮)通过剪切套和螺栓连接。

图2 励磁机前靠背轮结构图

2 存在的问题

2016年5月27日该核电厂2号机组第18次大修后冲转至3 000 r/min，10号轴承振动、11号轴承振动的振幅及相位与历史基本一致，振动处于良好水平。机组超速试验后再次升至3 000 r/min，振幅和相位都有些变化，并网后11号轴承振动快速升至177 μm并居高不下，机组功率达到740 MW时，发电机转子热不平衡开始发挥作用，10号轴承振动、11号轴承振动同时降低，随后又快速大幅上涨，其间相位也大幅变化。机组功率升至828 MW时，发电机转子膨胀受阻又逐渐释放，机组满功率后，10号轴承振动、11号轴承振动均稳定在良好值。振动与功率曲线变化过程见图3，机组各个功率平台振动和相位数据见表1，振动矢量变化见图4(□、〇、△分别为10号轴承振动、11号轴承振动、12号轴承振动，振动状态选取表1中1、5、7、9 4个工况点用线条连接起来)。

图3 机组开机过程10号轴承振动、11号轴承振动的振幅随功率变化情况

表1 各个阶段振动数据μm∠(°)

工况机组状态10号轴承振动11号轴承振动12号轴承振动1汽轮机首次冲转至3 000 r/min79∠6352∠7427∠3302汽轮机2次超速后再达3 000 r/min86∠7471∠10340∠3383机组并网前刻87∠6589∠10145∠3324机组功率为102 MW85∠61157∠11372∠3285机组功率为669 MW92∠63171∠12086∠3366机组功率为796 MW19∠29289∠4528∠2897机组功率为800 MW84∠259164∠838∠2238机组功率为838 MW67∠259170∠1643∠2329机组功率为986 MW23∠9357∠9135∠338

图4 升功率期间发电机、励磁机振动矢量轨迹图

由图3、图4及表1可得11号轴承振动的特征：(1)机组超速试验后幅值和相位都有轻微改变；(2)初期随励磁电流、并网和功率增加振动迅速增加，有时滞现象；(3)中期发电机转子热不平衡影响开始前，11号轴承振动始终维持在高位，随励磁电流和功率增加变化不显著；(4)从频谱上看，11号轴承振动以1倍频工频振动为主，并伴有少量2倍频和3倍频分量；(5)11号轴承振动大幅上升过程中，10号轴承振动、12号轴承振动也有一定变化，但不明显；(6)对11号轴承座和励磁机台板振动检查无异常。

3 原因分析及处理结果

该机组一直存在发电机转子热不平衡问题，近些年每次开机升功率到700 MW以上时10号轴承振动的振幅和相位都会大幅变化，只是此次热不平衡变量是历史热不平衡变量的2倍以上，笔者着重研究机组冲转至升到700 MW功率间励磁机11号轴承振动高问题。

由图4可见：机组首次冲转至3 000 r/min到669 MW，11号轴承振动矢量变化128 μm∠128°，12号轴承振动矢量变化47 μm∠335°，方向几乎相反，这与励磁机转子主要为二阶振型特征相符，但11号轴承振动变化量为12号轴承振动的2倍以上。此外，11号轴承振动大幅上升时，10号轴承振动也有12 μm∠60°小幅上涨，这个过程与10号轴承振动历史上热不平衡变化方向247°相差几乎180°，是历次10号轴承振动对11号轴承振动影响的反向过程，但由于励磁机转子质量小，所以励磁机转子对发电机的影响远小于发电机对励磁机的影响。上述现象表明问题在励磁机转子前半段，主要部件包含套装靠背轮、导电杆、副励磁机、11号轴瓦、主励磁机；通过对各部件失效及其振动表现详细分析，大多数原因被排除。笔者重点研究靠背轮松动和靠背轮螺栓紧力不均匀，结合大修中检查发现的异常进行深入分析。

3.1 励发靠背轮连接状态下晃度和同心度测量结果

大修停机后，测量励发靠背轮连接状态下晃度，发电机侧最大晃度为0.118 mm，励磁机侧最大晃度为0.13 mm，晃度高点在靠背轮12号螺栓前后，通常靠背轮连接状态下晃度≤0.05 mm，发电机、励磁机轴颈位置晃度均<0.01 mm(标准要求≤0.01 mm)。测量励发靠背轮同心度为0.048 mm(标准要求≤0.018 mm)；轴颈同心度为0.006 5 mm(标准要求≤0.01 mm)。连接晃度超标可能与靠背轮瓢偏有关。对于同心度超标问题，假设轴颈和靠背轮同心度都产生了0.05 mm偏差，且方向在相同的极端情况下，转子偏心不平衡量和历史上励磁机前端加重影响系数计算结果，对11号轴承振动影响只有50 μm左右，因此励发靠背轮同心度超标不是导致振动高的主要原因。

3.2 解体时螺栓紧固状态检查

解体过程中用力矩扳手测量靠背轮螺栓紧固情况，发现部分螺栓有不同程度松动(见表2)。

表2 螺栓松动记录结果

3.3 靠背轮脱开后发电机、励磁机靠背轮晃度与瓢偏测量结果

通常靠背轮瓢偏、晃度的行业标准要求≤0.02 mm。励磁机前靠背轮晃度为0.05 mm，高点在3号螺栓位置，励磁机前靠背轮端面瓢偏0.045 mm，高点在10～13号螺栓位置，2个高点相差180°，这应是同一因素引起的结果，最有可能是靠背轮发生了松动。发电机后靠背轮晃度为0.06 mm，高点在12号螺栓位置，端面瓢偏仅0.015 mm且无明显高点，怀疑靠背轮外圆可能有局部高点。

3.4 振动分析计算

励磁机靠背轮端面瓢偏、螺栓松动，以及11号轴承振动并网后振动不平衡位置见图5。

图5 励磁机靠背轮瓢偏、螺栓松动及振动不平衡量位置示意图

由图5可以看出：

(1) 励磁机靠背轮端面瓢偏高点对应的10～13号螺栓未发生松动，此处是两端面结合最紧密处，对侧螺栓则发生了程度不一的松动情况。

(2) 励磁机11号轴承振动突变量的不平衡量在290°，与松动最大的3号螺栓位置基本相同，通常有瓢偏的靠背轮紧固后，在弯矩作用下会造成大轴一定量的弯曲，从而引起11号轴承振动的剧烈变化。

3.4.1 瓢偏引起振动的计算分析

靠背轮端面的张口夹角θ为：

(1)

式中：θ为靠背轮张口夹角，rad；b为靠背轮张口，mm；d为靠背轮外圆直径，mm。

由于励磁机转子刚度远小于发电机转子，紧固螺栓后，偏转变形大多发生励磁机一侧，因此励磁机靠背轮端面侧的转角γ取夹角θ的2/3，即

(2)

已知励磁机转子两轴承间中心距L=5 295 mm，对轮端面至轴承B的跨外段长度l=1 870 mm，d=620 mm，b=0.045 mm，由式(1)、式(2)计算得出θ=7.26×10-5rad，γ=4.84×10-5rad，进一步可计算由此引起的转子弯曲，见图6。

A、B、C、D—2根转子各轴承所在位置，是转子支撑点；θA—转子在轴承A处的转角；θB—转子在轴承B处的转角；δmax—转子的最大挠度。

图6 靠背轮端面瓢偏及引起大轴弯曲示意图

由图6(a)可以看出：θB=γ，因励磁机转子弯曲自靠背轮开始，考虑到发电机转子质量远大于励磁机，故取发电机靠背轮作为约束点，而轴承B内径与大轴间隙约为0.60 mm，不作为约束点。弯曲应力作用在转子上的跨距为轴承A至靠背轮端面，则δmax[2]为：

(3)

根据经验公式，偏心值e[2]为：

(4)

由于励磁机转子在长度方向上结构和质量分部并不均匀，中部刚度大、质量集中，前端为细长轴刚度小、质量小，因此弯曲变形主要发生在前段。在计算质量偏心矩时，取励磁机转子总质量的1/2，计算出励磁机前风扇位置不平衡量为：

(5)

式中：Me为励磁机转子质量，kg；m为励磁机风扇加重位置的平衡质量，kg；Rf为励磁机风扇加重半径，mm。

由δmax=0.066 4 mm、e=0.022 1 mm、Me=14 400 kg、Rf=393.9 mm计算可得m=0.404 kg，即转子弯曲的影响相当于在前风扇处加重0.404 kg的影响，根据历史经验，工作转速下1 kg加重对11号轴承振动影响大约为400 μm，因此0.404 kg不平衡量将引起162 μm左右的振动，与实际振动变化量相差不大。

3.4.2 靠背轮连接螺栓差别紧力引起振动的计算分析

图7 不对称剪力示意图

励发靠背轮传递功率以励磁机输出功率近似替代，已知励磁电压为541 V，并网时电流为1 913 A，则轴功率为1 035 kW；转速为3 000 r/min，靠背轮有14根连接螺栓，节圆半径为280 mm，据此计算出靠背轮传递扭矩为3.295 kN·m，单根螺栓受剪切力为0.84 kN。

根据发电机后端靠近励发靠背轮处加重的影响，工作转速下1 kg加重对11号轴承振动的影响大约为60 μm，等效离心力为31.5 kN；此处假定1根螺栓不传递扭矩，对称方向会多承受约0.84 kN的力，则产生1.6 μm轴振，由此可以看出几乎没有影响，因此基本可排除该因素。

3.4.3 振动对比分析

除了上述故障机理分析和理论计算之外，笔者从并网前后11号轴承振动发生大幅变化，以及10号轴承振动、12号轴承振动变化的对应关系出发尝试寻找故障可能发生的部位。表3为在3个加重位置模拟加重使11号轴承振动达到相同变化量时，观察10号轴承振动和12号轴承振动对应变化量，以期找到最接近真实振动效果的影响位置。

表3 并网后励磁机和发电机振动变化量及模拟加重效果对比μm∠(°)

项目10号轴承振动11号轴承振动12号轴承振动并网前87∠6589∠10145∠332并网后85∠61157∠11372∠328汽轮机与发电机靠背轮处模拟加重时47∠6272∠12825∠321励发靠背轮处模拟加重时84∠9472∠12817∠330励磁机风扇处模拟加重时16∠16672∠12831∠305

由表3分析可知：

(1) 并网前后11号轴承振动矢量变化量最大，是12号轴承振动的2倍以上，而10号轴承振动矢量变化量非常小，尚不足11号轴承振动的1/10；相位方面，11号轴承振动与12号轴承振动相差约200°，接近反相，符合励磁机二阶振动的特点。

(2) 3组模拟加重数据中，12号轴承振动变化幅值较小，10号轴承振动变化幅值较大。振幅方面，汽轮机与发电机靠背轮模拟加重时，10号轴承振动幅值接近11号轴承振动幅值的一半；励发背靠轮模拟加重时，10号轴承振动幅值与11号轴承振动幅值接近；励磁机风扇模拟加重时，10号轴承振动幅值最小，约为11号轴承振动幅值的1/4。相位方面，因10号轴承振动实际变化量为6 μm∠315°，幅值较小相位可忽略。综合而言从变化量上看，励磁机风扇模拟加重数据与实际值最接近。

综上比对分析可看出：并网前后11号轴承振动变化量与励磁机前侧风扇加重效果最为接近，应是轴产生了轻微弯曲造成质量不平衡。

3.5 处理措施与结果

由于发电机转子热不平衡产生的轴承振动矢量变化量已超过了170 μm无法通过临时措施解决，所以在第19次大修中更换了发电机转子，同时由于工期限制励磁机套装靠背轮松动问题无法短时间内处理好，励磁机转子也一同更换。新励磁机转子靠背轮晃度为0.04 mm，瓢偏为0.02 mm，虽然晃度偏大，但是晃度与瓢偏高点没有对应关系，可能是靠背轮圆周面有些小缺陷。发电机后靠背轮晃度为0.025 mm，瓢偏为0.01 mm，都在良好水平。励发靠背轮连接后同心度测量结果为：靠背轮为0.008mm，轴颈为0.006 5 mm。靠背轮连接后晃度测量结果为：发电机侧为0.045 mm，励磁机侧为0.048 mm。

第19次大修后，汽轮机首次冲转至3 000 r/min，10号轴承振动幅值达60 μm，11号轴承振动幅值达36 μm，电气试验期间加励磁电流后发电机新转子显示出一定的热不平衡，振幅最高升至91 μm，在发电机后靠背轮位置加重1 024 g，重新定速后10号轴承振动幅值为18 μm，达到满功率后10号轴承振动幅值为9 μm，11号轴承振动幅值为33 μm，振动高问题得到解决。

4 结语

笔者通过对励磁机振动进行详细分析，认为机组开机过程中励磁机前端套装靠背轮与大轴在超速试验时出现了相对位移，这种有限松动引起靠背轮端面瓢偏，在靠背轮螺栓紧固应力作用下励磁机大轴产生了轻微弯曲，导致质量不平衡振动。引起靠背轮松动最有可能的原因是初始热套安装时有偏差，残余应力在机组投运多年后特别超速试验过程中由于紧力下降应力局部释放造成，这与大修中检查发现励磁机靠背轮晃度和端面超标结果是一致的。笔者同时运用不同分析计算方法，明确靠背轮松动是导致振动的主要原因，而部分靠背轮螺栓应力松弛是靠背轮瓢偏引起额外交变应力长期作用下的结果。