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汽轮机非稳定性振动诊断与分析
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dajiangjunwang

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汽轮机非稳定性振动诊断与分析

摘要：

本文针对抚顺发电有限责任公司2号汽轮发电机组长期出现非稳定性振动现象，根据振动测试、揭缸检查、运行调整所得到的经验与结果，应用振动机理研究中得来的启示，基于综合分析对该机组振动原因进行性质定位，并对下一步工作提出较为稳妥的意见。

关键词：

非稳定性综合分析诊断意见

1.前言1.1 设备简介

抚顺发电有限责任公司2号汽轮发电机组（简称#2机），为东汽制造的200MW三缸两排汽采暖、凝汽两用式机组；该机组轴系较长，由高压转子、中压转子、低压转子、发电机转子和励磁机转子组成，各转子之间为刚性靠背轮联接，共有12个支持轴承及1个推力轴承。 2002年5月整套启动、调试，6月移交生产；自调试起，#2机一直频繁出现机组轴系偏心大、振动大问题，且不稳定。

1.2 事件过程简述

2002年10月机组开始第一次小修，用时21天，揭高压缸，重找各对轮中心，问题没能解决。2003年4月进行第二次扩大性小修，用时32天，揭高、中压缸，调整通流间隙和对轮中心；高压内、外缸夹层温差大得到解决，振动缺陷仍然存在。2003年7月为解决轴系振动问题将机组转大修，用时42天，揭高、中、低压三缸进行检查调整，做转子动平衡试验，同时根据东汽意见调整轴瓦：减小了#1、#3瓦顶隙，#1瓦中心上抬10道，开机几天后缺陷再度重现。2003年9月底，我公司改变调门进汽次序，由原1-2-3-4改为4-3-2-1（#3、#4调门在上方），维持几天后，机组振动大问题又呈不稳定性出现。此后，在中电投东北分公司指导下实施《改变阀序抑制2号机间隙激振的方案》，对#2机高压调速汽门的重叠度进行了调整有所好转；10月份共发生18次，11月份仅发生5次，机组偏心、振动发生率得以控制。但在12月份投入采暖抽气后，机组偏心越限、振动大的发生频率和振动幅度均再度加剧，直到2004年2月3日#2机轴振动出现历史最大值，持续运行近6分钟后，机组振动全面回落至今一直处于历史最好水平运行，并且经历了多次机组调峰及甩热负荷的考验。

2.振动特征2003年10月4日~6日，在机组不停机的情况下，对#2机振动进行了测试，其间多次测到振动增大的过程，发现#2机振动呈现如下特征：

a.异常振动主要表现在#1、#2瓦轴振，它们分别可增大到160微米和240微米，#1瓦瓦振可达32微米，偏心测点振动最大大于450微米。

b.通频振幅增大的主要成分是1倍频分量，即工频，占通频振幅的85%以上；通频振幅增大时，测点1X、1Y、2Y的2倍频、3倍频振幅同时也有增加；大振幅时#1、#2瓦振动中所含的低频分量，如25HZ、28HZ的成分很小，在两瓦测点一倍频振幅增加的同时，没有发现这些低频分量有明显地变化。

表1：测试期间四次振动增加的通频振幅最高值（微米）：

[align=center]测点振幅	1X	1Y	2X	2Y	3X	3Y	4X	5X	偏心
	150	103	209	103	111		58	104
	140	99	226	110	112	98	61		420
	156	100	237	108	125	106	63		>445
	129	96	236	109	115	96	61		372

[/align]c.振幅增大的同时，#1、#2瓦轴振相位有明显增加，最大变化量到500；因测试没有安装键相传感器，只好利用3X和4X作为基准比较得到的相位变化结果如下：

表2：两次振动增加时相位的变化（时间间隔30分钟）

d.测振表明，各次振动增大的过程可以分为两个阶段，第一阶段，1X、2X振幅缓慢增加，1Y、2Y振幅以及各测点间隙电压基本保持不变，持续约一小时左右后，进入第二阶段，偏心读数大于50微米，各测点振幅明显增大，同时，#2瓦、#1瓦轴颈向上偏南（右）移动，这时开始调整负荷，持续数近1小时，振幅达到最高值后，开始缓慢下降，振幅下降恢复需要的时间约2小时，大于增大的时间；

e.振幅增加时，#2瓦轴颈相对轴承向上偏南移动约22~45微米，#1轴颈有类似的移动，移动量较小，偏心测点移动量最大；

表3：两次振动增加时轴颈位置的变化量

[align=center]测点向上位移	1X	1Y	2X	2Y	偏心
	0	0.010mm	0.014mm	0.018mm	0.073mm
	0.010mm	0.010mm	0.038mm	0.025mm	0.063mm

[/align]f.#1、#2瓦振动增大时，#3瓦振动增加量很小，#4、5瓦振幅、相位均基本不变。

3.引起振动原因分析3.1 排除汽流激振

虽然在过去的处理过程中有单位将#2机的振动定性为汽流激振，但现已经确切排除汽流激振的可能。

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；这两点#2机均不具备。

在测振中只测到了很低的27~28Hz的分量，有单位称在#2机上测到量值为工频振幅四分之一的28Hz分量，并以此判断为汽流激振。低频振幅大到何种程度才能算做汽流激振？根据现场经验，至少应该接近或等于一倍振幅。如果28Hz振幅为一倍频振幅的四分之一，这个比例过低。试想，如果一倍频振幅为100微米，四分之一的一倍频振幅28Hz分量仅为25微米，两者之和也就是125微米，这种振幅不足以视为振动异常。汽流激振的低频振幅和工频振幅量值相当。

#2机改变调门顺序后一周内振动趋于稳定，对这种情况如何解释？汽轮机的进汽口一般分布为几个连续的圆周弧段，高压蒸汽通过不同弧段的进汽会对转子产生径向作用力，这个力可以改变转子相对于轴承和缸体的径向位置，因此可能产生的不利后果有三：第一，如果造成转子过大的位移，形成通流部分或汽封的径向偏心，当构成适当的间隙参数时，则会发生汽流激振；第二，如果造成转子过大的上移，轴颈在轴承中的偏心减小，轴瓦负载减轻，轴承稳定性降低，则会发生油膜失稳；第三，如果转子偏心过大，会造成通流部分径向间隙或轴端汽封间隙，甚至油档间隙消失，引发动静部件碰磨。

上述三种情况中，前两者均属汽流影响造成的轴系失稳，后者实质是动静碰磨。改变调门开启次序，可以改变转子工作状态的位置(见图2)，动静间隙随之变化。如果#2机发生碰磨的位置在上部，#3、#4调门全开自然可以压低高压转子上浮量，减轻或消除碰磨。因此，改变调门次序振动短时间好转实质原因不是因为抑制了汽流激振，而是抑制了碰磨。

3.2 排除转子热变形等

造成在高负荷工况下汽轮机转子以一倍频振幅为主缓慢增大通常还有两个原因：转子热变形和中心孔进油。转子热变形引发的振动特征是一倍频振幅的增加与转子温度和蒸汽参数有密切关系，大都发生在机组冷态启机定速后带负荷阶段，此时转子温度逐渐升高，材质内应力释放引起转子热变形，一倍频振动增大，同时可能伴随相位变化。#2机在正常带负荷运行中振动增大，整个转子和缸体的温度场已经均匀，如果存在内应力，应在这之前早已释放。

中心孔进油同样可以造成带负荷阶段转子发生热弯曲，进而出现一倍频振幅缓慢增加的现象。一般情况，由于中心孔进油引发的振动在机组初始几次启机时振动不大，后期随着油逐渐进入孔内，振动问题突出。其特征主要为随负荷增加振动增大，只有减负荷停机，调整其他运行参数均无效。而#2机的情况与此有些类似，但又不完全相象。

关于#2机振动原因，还可以排除高中对轮紧力、标高、对中存在缺陷；同时，也排除转子原始质量不平衡过大为主要原因。从机组调试阶段初始几次启机情况看，过临界的振动不大，况且在去年做了高速动平衡，原始质量不平衡状况良好。

3.3 对历史数据的分析

从历史数据反映，#2机自投运以来，振动状况一起不稳定，主要表现在#1、#2瓦，而且经常在1000rpm暖机时就呈现增大，如：0rpm暖机#1振动增大，两次冲临界未过；

2002年7月18日，升速过临界#1瓦振动80um，保护动作； 2002年9月26日，汽机振动大跳机； 2002年10月2日，1807rpm#1瓦振动100um； 2002年10月第一次小修后：

2002年11月3日，1000rpm暖机#2瓦轴振123um，上升到256um，降速暖机再升速，1000rpm#2瓦轴振53um；
2003年1月15日，1773rpm跳机，#1瓦振100um，2X300um；
2003年2月16日，带负荷#1、#2瓦轴振增大；

2003年4月第二次小修后：

2003年5月10日，1000rpm暖机偏心增大，#4、#2瓦轴振增大；
2003年7月6日，1710rpm#1瓦振动80um，跳机；
2003年7月7日，#2瓦轴振340um；偏心轴振大事故跳机；

2003年8月大修后振动仍然不稳定：

2003年8月24日，开机过程1000rpm中速暖机后升到1420rpm，1X、1Y、2X、3X、4X振动增大，只好降速暖机二次冲临界。

上述记录表明：#1、#2瓦的轴振、瓦振不稳定，不只是在3000rpm和带负荷过程，经常在1000rpm暖机或升速过临界时不稳定。每次振动大停机，均可以发现#2瓦处大轴晃度过大，这表明大轴振动与大轴弯曲密切相关，振动增大是由于大轴弯曲造成的。如果大轴振动和大轴弯曲发生在高参数带负荷过程，最经常的原因是转子存在热应力；像#2机这样，在低转速、低参数下大轴发生弯曲，一个主要可能原因就是碰磨。

碰磨可以发生在任何转速和任何工况下，500rpm、1000rpm、临界转速、3000rpm或高负荷工况。

从#2机情况看，从新机调试起，汽轮机就存在动静碰磨，经过数次检修，情况有所好转，当前开机过程已经较顺利，振幅的增加量小于以往几次启动，但负荷高时仍然不时发生碰磨。

3.4 关于汽缸位移问题的分析

测试中虽然测量到振动增大时#2、#1轴颈有抬高现象，但需要注意，这种抬高是轴颈相对于轴承或轴承座，而不是相对于高压缸缸体。通流间隙取决于转子相对于缸体的位置，严格地说，是相对于高缸内缸的位置。

如果高缸整体定位松动或高内缸定位松动，在运行过程中发生位移，均可能引起间隙性的动静碰磨。

#2机的检修记录还反映出每次检修揭开高缸均发现隔板汽封南侧间隙小。这是一个值得注意的现象，南侧间隙小，意味着南侧可能碰磨，这与测试中大轴振动时#1、#2轴颈向上偏南位移是一致的。

如前分析，测试表明各次振动增大的过程可以分为两个阶段，第一阶段振幅缓慢增加但各测点间隙电压基本保持不变，持续约一小时进入第二阶段，各测点振幅明显增大，同时#2瓦、#1瓦轴颈向上方偏南（右）移动。这说明振动增大在前，轴颈上抬在后。大轴振动发生前，有一段很长的初期形成阶段，振动缓慢增加到一定程度，振幅开始明显增长，如果是碰磨，则在轴颈位移前一小时已经开始发生。先位移后碰磨的推理似乎是不妥的。这样，寻找为何轴颈位移原因的重要性就降为次要的，需要首先分析应该是轴颈发生位移之前振动增大的原因。

3.5 摩擦振动的故障特征和机理

3.5.1 摩擦振动的特征

a.由于转子热弯曲将产生新的不平衡力，因此振动信号的主频仍为工频，但是由于受到冲击和一些非线性因数的影响，可能会出现少量分频、倍频和高频分量，有时波形存在“削顶”现象。

b.发生摩擦时，振动的幅值和相位都具有波动特性，波动持续时间可能比较长。摩擦严重时，幅值和相位不再波动，振幅会急剧增大。

c.降速过临界时的振动一般较正常升速时大，停机后转子静止时，测量大轴的晃度比原始值明显增加。

3.5.2 摩擦振动的机理　

对汽轮机转子来讲，摩擦可以产生抖动、涡动等现象，但实际有影响的主要是转子热弯曲。动静摩擦时圆周上各点的摩擦程度是不同的，由于重摩擦侧温度高于轻摩擦侧，导致转子径向截面上温度不均匀，局部加热造成转子热弯曲，产生一个新的不平衡力作用到转子上引起振动。

a.转速低于临界转速时的摩擦振动

如图中，转子原来的不平衡为OA，振动高点为H，由于滞后角小于90°，振动高点H是摩重点，该点温度高于对面一侧，受热弯曲的影响在此方向产生一个热不平衡OH， OH 与OA合成为一个新的不平衡OA1。OA1较原不平衡逆转了一个角度并且大于 OA，造成动静摩擦进一步加剧，形成恶性循环，转子弯曲越来越大，很可能造成大轴弯曲事故。

b.工作转速时的摩擦振动

目前，汽轮发电机组的工作转速一般都高于各转子一阶临界转速，而低于二阶临界转速，工作转速下二阶不平衡与其引起的振动之间的滞后角仍小于90°，如果摩擦发生在对二阶不平衡比较敏感的区段，如转轴的端部，激起了比较大的二阶不平衡分量，那么仍可能发生比较严重的摩擦振动。

如果摩擦引起的热弯曲与原不平衡反相，则振动呈减小趋势，一段时间后摩擦消失，动静接触点脱离，径向温差减小，振动恢复原状，此时在原不平衡作用下又会发生摩擦，如此反复，汽封显得相对比较“耐磨”，振幅发生时间长、波动幅度大，# 2机振动与此类似。

4.对振动性质的诊断及处理意见4.1 振动性质诊断的结论

根据上述特征，现对#2机组#1、#2瓦振动故障确定为高压通流部分动静碰磨，径向碰磨的可能性大于轴向碰磨，#2瓦轴承箱或前箱内存在碰磨的可能性不大。

这个结论的依据主要是：

（1）振动增大的成分是一倍频；

（2）振幅增加的同时，相位增加；振幅减小，相位也随之减小；

（3）振动增大和减小的速率缓慢，与转子热弯曲的振动特征类似；

（4）一倍频振幅增大的同时，三倍频和三倍频分量有少量的增大；

（5）低频振幅小且变化不明显；

（6）在多次发生轻微碰磨，运行一段时间后振动已经自行消失。

4.2 处理意见

尽管#2机振动已经消失，但为慎重起见，对碰磨为#2机振动主要原因的可能性从检修和运行角度做深入地讨论分析；进一步研究分析引起碰磨的原因；建议从以下几点考虑：

高缸运行中位移的可能；
隔板变形或位移的可能；
通流间隙南侧偏小的原因；
高外缸、内缸滑销系统定位不准的可能性；

关于处理方法，可以不考虑安排实施提高轴系稳定性的任何措施，如改瓦，调对中、标高等；不考虑实施消除汽流激振的措施。消除碰磨的工作，主要限于高压缸，如果从缸外部处理，通常是调整轴承标高或抬高缸体，改变缸内通流间隙，消除碰磨点。如果高缸还存在水平位移，则需要查找位移原因，有目标地采取措施。如果认定振动原因是碰磨而又无法肯定碰磨的原因，一个不得已而为之的办法就是根据检查的碰磨具体部位，放大动静间隙。

5.小结一般机组，碰磨可能发生在轴端汽封、隔板汽封、叶顶汽封；多数是径向碰、也可能是轴向碰。通常情况，引起碰磨的原因很多，较常见的原因有间隙过小、缸胀不畅、缸变形、缸跑偏、支撑标高变化、隔板变形、真空影响（主要对低压转子）、振动过大等。

结合振动测试特征、相关运行参数以及#2机检修记录，分析发现， #2机振动增大与高缸、中缸胀差、膨胀无直接关系；与主蒸汽参数无关；与#1抽压力无关；与油温关系不大。并且可以初步排除碰磨原因来自缸胀不畅和滑销系统存在缺陷造成缸变形引发碰磨的可能；排除调门开启次序不妥造成碰磨的可能；排除转子热弯曲引起的间隙消失导致碰磨。

根据同类机组运行经验，由于动静碰磨而引起的汽轮机非稳定性振动，碰磨点不需要很大，只要有局部范围的动静接触，就可以引起机组足够大的振动，从#2机实际振动增大的幅度和速率看，碰磨并不严重，动静接触范围应该不大，特别是2号机轴系振动出现历史最大值以后，机组振动便一直处于优良状况运行，且未出现任何不稳定趋势；这样，因动静碰磨而引起的汽轮机非稳定性振动运行中自行消失后，揭缸检查也很难以寻找到磨痕。

参考资料：（1）西安热工研究所，施维新，汽轮发电机组振动

（2）东南大学，陆颂元、王青华，抚顺发电公司2号机振动测试报告

（3）湖南电力试验研究所，王咏梅，大型汽轮机摩擦振动的故障特征分析

（4）抚顺发电有限责任公司： 2号汽轮发电机组检修记录

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