辽宁清河发电有限责任公司，辽宁，铁岭，邮编

摘要：对#9机600MW汽轮发电机组调试阶段出现的多重振动问题进行了分析。介绍了该型机组轴系动平衡方案，分析了平衡中出现的一些异常现象，如瓦振过于敏感、轴振/瓦振矛盾等，研究了发电机后轴承塑料油档摩擦以及传感器支架刚度不足引起的不稳定振动现象和原因，并对发电机前轴承出现的二倍频振动等也进行了研究。

关键词：汽轮机 发电机 振动 故障诊断 动平衡

Research on The Multiple Vibration Faults Occurred in A 600MW Turbo Generator Unit During Debugging Process

Liu Gang

Liaoning Qinghe Power Plant Limited Company,Tieling,liaoning,P.R.China,

Abstract: The paper researches the multiple vibration faults occurred in #9 turbo generator unit(600MW) during the debugging process. Shaft dynamic balance project is introduced. Abnormal vibration phenomenon during the balance process, such as excessive sensitivity of bearing vibration to unbalance force and the conflict phenomenon between shaft vibration and bearing vibration is analyzed. The paper also researched the unsteady vibration caused by rear bearing plastic oil seal rub and insufficient transducer bracket stiffness. Reason of 2x vibration of generator front bearing is also given.

Keywords：turbine, generator, vibration, fault diagnosis, dynamic balance

1.前言

随着机组容量的增大，振动问题越来越复杂，所引起的经济损失也越来越大，对故障诊断准确性的要求也越来越高。

我厂#9机组是超临界600MW汽轮发电机组，由高压、两根低压、发电机和集电环转子组成。发电机和集电环转子采用三支撑，其余转子采用两支承。轴系共有9个轴承，如图1所示。每个轴承安装有x和y方向上的轴振传感器和垂直方向上的瓦振传感器，机头处正上方安装有键相传感器。

图1  #9机组轴系结构图

该机组2008年12月26日进行了首次冲转试验，2009年9月进行了并网前的冲转试验，2009年12月30日进行并网前的启动调试和并网带负荷试验，2010年3月10日进入新机组168考核试验。在机组启动调试过程中出现了多种形式的振动。现以该机组为例，介绍振动分析和治理过程。

2.调试阶段机组振动分析和轴系动平衡

2.1 轴系动平衡试验

表1  2000rpm后各测点振动峰值及其对应转速（振幅：μm，转速：rpm）

    首次冲转，轴系动平衡试验共进行了4次。第１次平衡目的是减小汽轮机低压Ⅱ转子振动。在汽轮机低压Ⅱ转子前侧和后侧末级叶轮处分别加重370克5度和457克130度后，低压Ⅱ转子振动明显减小，低压I转子振动有一定程度减小。第２次平衡目的是降低低压Ⅰ转子振动。在低压I转子前侧和后侧叶轮分别加重350克10度和350克190度后，低压Ⅰ转子轴振和瓦振明显减小。第３次平衡目的是降低发电机后轴承轴振。在发电机—励磁机联接对轮上加重750克280度后，#7、#8、#9轴承轴振减小，但瓦振却明显增大，出现了轴振和瓦振矛盾的异常情况。表２给出了第３次加重前后#7、#8、#9轴承振动变化情况。

表２　第３次平衡前后振动数据（μm）

2009年12月29日，#9机组开始进行带负荷试验。带负荷过程中，振动有少量爬升。为了使机组振动达到新机组优秀水平，对机组轴系进行了第5次平衡。平衡目的是减低带负荷后低压转子轴振和瓦振，并适当降低发电机后轴承轴振。在低压I转子前侧和后侧叶轮分别加重210克230度和210克50度、在励发对轮加重250克330度后，平衡效果非常明显。除#8轴振外，其余各点振动均达到优秀水平。

2010年3月，#9机组开始168试运前的各项试验。根据满负荷下的振动数据，对机组轴系进行了第6次平衡。平衡目的是降低满负荷下低压转子轴振和瓦振，适当降低满负荷下发电机后轴承轴振。加重方案为：低压I转子前侧叶轮100克50度，低压I转子后侧叶轮100克230度，励发对轮加重200克290度。加重后，低压转子轴振和瓦振动明显减小，发电机轴振有一定程度的减小。机组通过168试验，稳定运行2个月后，低压Ⅱ转子振动再次出现爬升现象，两侧瓦振分别达到45μm 和52μm。2010年5月，被迫进行了第7次平衡。在低压转子两侧分别加重180克95度和180克275度后，各点振动再次达到优秀值。

2.2 升速和平衡过程中#8轴振异常现象

机组并网带满负荷后，8x、8y轴振数据偏大（90μm~100μm之间），但#8瓦轴承座振动却很小（8μm）。动平衡试验发现，轴振减小后瓦振却反而增大，两者矛盾。分析表明这都是由于8x、8y低速下晃度过大所引起的。

为了验证该现象，用百分表测量了低速下测点附近处转轴晃度，发现达到60μm，与此同时，8x、8y测点振动达到90μm。国家标准 GB/T 11348.1-2002规定，测振部位的转轴表面应当光滑，传感器测量时电和机械偏差的总和不超过允许振动位移值的25%或 6μm，以较大值为准。#9机8x、8y轴振低速下的振动已经远远大于6μm，显然不合要求。

图2给出了升速过程中8x、8y轴振变化情况。整个升速过程中8x、8y轴振变化平稳，并没有出现明显峰值或爬升现象，甚至出现了所谓的“倒临界”现象，即临界点处振动反而减小。由此说明，转子上的不平衡量并不大。此种状态下，动平衡加重会产生“矫枉过正”现象，虽然轴振动读数减小，但实际振动却增大。

图2 升速过程中8x、8y轴振变化情况

8x、8y轴振300rpm低速下8x、8y测点振动分别为51μm∠129度和49μm∠222度，3000rpm下振动分别为38μm∠115度和25μm∠180度，600MW负荷下分别为74μm∠150度和60μm∠229度。定速、满负荷与低速下轴振相位基本相同。因此，可以将满负荷下振动与低速下振动读数直接相减的方法来补偿晃度偏差。百分表实测8x、8y测点处转轴晃度为50～60μm，因此误差补偿量可以取为40～50μm。这种补偿方法很保守，因为并没有考虑电气偏差。实际情况是100rpm低速下8x、8y涡流传感器输出值已经达到100μm。考虑电气偏差后，实际补偿量可以取为70～80μm。按照旋转机械相关振动标准对8x、8y轴振补偿后，这两个测点的振动都达到优秀水平。

2.3 低压转子不稳定振动和灵敏度大问题

    机组调试期间，合计进行了7次平衡。其中的5次都是针对低压转子进行的。虽然每次平衡后，低压转子轴振和瓦振都能达到优秀，但是运行一段时间后，又不得不再次调整平衡。第6次和第7次平衡时，每次平衡时所加重量单边只有100多可，加重量并不重，但却能取得很好的平衡效果。这说明机组轴承振动对于激振力很敏感。此外，低压两个转子还普遍存在瓦振与轴振相等甚至瓦振大于轴振的情况。这都说明该机组低压转子两侧轴承座支撑刚度不足。目前不具备彻底检查和调整支撑刚度（如检查和调整底部台板间隙等）的条件，只能通过精细平衡尽可能减小激振力的方法来降低振动。短期效果不错，但很难保证长期振动不超标。

3. 发电机后轴承油挡摩擦故障

冲转试验中3000rpm定速后，出现过2次8x、8y轴振在短时间内直线爬升到220μm以上并导致振动保护动作的异常现象。图3给出了某次振动爬升过程。20分钟内8x、8y轴振从90μm迅速爬升到270～300μm。降速初期，振动没有减小，反而进一步增大。图4给出了振动最大时8x、8y轴振波形。轴振波形明显不对称，上半部大、下半部小，说明转轴上存在一定程度的约束。通过对振动数据的分析，可以确认振动发散是由于#8轴承处塑料油挡与转轴发生了摩擦。停机对#8轴承油挡进行了检查。虽然从外侧用塞尺粗略检查，没有发现问题，但是解开后却发现油挡与转轴之间的摩擦现象确实很严重。轴表面有明显摩擦痕迹，转轴表面若干处因摩擦产生的高温而发蓝。对油挡进行修刮处理后再次开机，#8轴承振动稳定。#8轴承处油挡采用聚四氟乙烯材料，俗称“塑料王”，非常耐磨。一旦与转轴摩擦，非常容易产生大幅度的振动。该现象已在国内很多台机组上得到证实。

（a）8x             （b）8y

图3  #8x、#8y振动发散过程

（a）8x            （b）8y

图4 振动最大时8x、8y测点振动波形

4．#7x、#7y轴振分析

   目前发电机前瓦7x、7y轴振为60μm左右。频谱分析表明，这两个测点振动信号以100Hz分量为主，50Hz分量很小，如图5所示。图6给出了7x、7y测点振动随转速变化情况。整个升速过程中，通频振动值和工频振动值一直相差很大，这说明发电机不平衡量较小。100Hz分量是由于发电机转子截面上大齿和小齿刚度不均所引起的。给出了#7x、#7y轴振信号频谱图。

（a）7x            （b）7y

图5  7x、7y轴振信号频谱图

(a)7x

(b)7y

图6 7x、7y轴振随转速变化情况

5. 3x和3y轴振分析

整个升速过程中，3x、3y轴振通频和工频分量之间约有30～40μm的差值。图7给出了低速（300rpm）和高速（3000rpm）下3y测点轴振波形。3y测点轴振波形含有明显的毛刺，而且低速和高速下毛刺点与键相点之间的相对位置保持不变。这说明毛刺是由于转轴振动测点表面缺陷所引起的。毛刺的存在直接导致通频振动值偏大30μm。

(a)300rpm

(b)满负荷

图7 低速和高速下3y轴振波形

6. #1轴振测点不稳定振动分析

2009年9月以及随后2010年1～3月多次测试时，1x测点振动出现了明显的波动现象。图8 给出了1x轴振频谱、波形和定速下的变化趋势。1x轴振波形紊乱、频谱丰富。除了50Hz、100Hz、150Hz、200Hz等整数倍工频分量外，还出现了幅值较大而且不稳定的130Hz频率分量。定速过程中1x通频振动很不稳定。出现该现象后，为了排除监测仪表故障，特地在现场架设振动分析仪表，将1x振动信号直接从传感器接线盒中引出到振动分析仪。就地架表测试所得振动波形、频谱和振动趋势和监测系统差不多，可以排除二次仪表干扰和故障。根据上述现象，怀疑1x轴振涡流传感器支架松动和刚度不足。停机后，在1x测点支架上增加了2个固定点，如图9所示，减小支架受扰后的自激振动。再次开机，不稳定振动和130Hz分量消失。

(a)频谱

(b)波形

(c)趋势图

（黄线和白线分别为通频和工频）

图8 1x轴振信号频谱、波形和趋势图

图9 测点支架固定方案

7. 结论

#9机组调试期间，完成了低压两根转子和发电机转子不同工况下的多次现场高速动平衡。由于判断准确，每次平衡都实现了一次加准，大大减少了开机次数。分析和处理了升速和定速过程中多次出现的不稳定振动故障，指出发电机后轴承塑料油档与转轴之间的摩擦会引起发电机异常振动，严重时将会导致振动的迅速爬升。1x测点支架连接刚度不足导致了1x振动不稳定以及频谱中较大幅值的130Hz分量。8x和8y轴振低速下的晃度大是导致平衡时轴振和瓦振出现矛盾以及升速过临界时出现“倒临界”现象的根本原因。7x和7y测点轴振中含有较大量的100Hz分量，这是由于发电机转子大小齿截面刚度差异所引起的。

该型机组低压转子振动对不平衡激振力敏感，低压转子平衡经常需要调整。轴承瓦振甚至大于轴振，这都说明系统连接或（和）支撑刚度、结构刚度不足。这种现象对于大型机组座落在排汽缸上的轴承而言比较普遍，建议厂家能重视该现象。

参考文献

[1]杨建刚，旋转机械振动分析与工程应用，北京：中国电力出版社，2007

[2]施维新，汽轮发电机组振动与事故分析，北京：中国电力出版社，2005下载本文