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摘要：某新型国产1050MW汽轮发电机组试运中存在1号与2号轴瓦振动偏大的问题，通过高排管道改造、轴系标高调整、轴颈研磨修复及轴系动平衡彻底解决了振动偏大的问题。本文系统地阐述了采用四种方法解决振动问题的过程，结果表明高排管对缸体应力及轴系标高差异不是造成轴系振动的主要原因，而振动频谱分析是查找轴系振动原因的有效手段，通过动平衡调整可以明显改善轴系振动情况。
关键词：汽轮机振动；管道改造；轴系调整；频谱分析；动平衡
引言
某厂新型2×1050MW燃煤汽轮发电机组为引进国外技术设计生产，采用一次中间再热、四缸四排汽、单轴、双背压、九级回热抽汽式结构，给水泵为单台100%容量布置。机组设计参数优于国内同类型百万机组[1]，然而1号机组汽轮机本体在168小时满负荷试运期间出现四次振动发散性增大现象，特别是2号瓦水平方向最大振动达265.56μm，远超振动保护值150μm，1、2号瓦对应其余方向振动值均大于90μm，严重影响机组稳定运行。
轴瓦振动值大会直接导致轴瓦与轴颈产生较大磨损，存在轴承失稳并导致非计划停机的短期风险，而长期运行则可能产生轴颈磨损并无法继续使用的重大风险。因此轴承振动问题是汽轮机设计研究领域的重点，同时由于其造成原因多而复杂，故其也是汽轮机设计研究领域的难点。而导致汽轮机轴系振动较大的原因通常包含如下几个方面：
1. 缸体与主轴相对位置偏离设计值，导致叶片动静间隙及汽封间隙偏离设计值，由此可能产生动静部件在一定负荷条件下的相互摩擦及汽流激振，诱发轴承产生较大振动。
2. 轴瓦与轴颈因长期运行于较大振动状态，轴颈与轴瓦磨损严重，轴瓦标高偏离设计值，导致轴颈轴瓦间隙无法形成稳定润滑油膜，引起振动值偏大。
3. 轴系存在动不平衡，轴系转子在出厂前经过动平衡试验，但随着机组的长时间运行，转子轴系由于受到外力作用而产生动不平衡，引起轴系振动。
缸体与主轴相对位置的差异需要通过测量轴封间隙判断，而导致缸体位置发生变动的主要原因是缸体受到额外力矩影响并移动。而轴瓦顶隙会由于机组的长期运行而产生变化，如果轴颈与轴瓦磨损严重则需要对轴瓦重新加工及轴颈修复，并通过改变下瓦标高进行调整。动不平衡可以通过振动频谱分析查找动不平衡位置，采用加装平衡螺钉的方式进行处理。对此，业主联合项目设计院及汽轮机生产厂家通过汽轮机本体高压排汽管道改造、轴系标高调整[2]、轴颈修复及轴系动平衡调整配重三种途经成功解决振动偏大问题，调整后满负荷运行时2号瓦对应水平方向振动值最大为58.58μm，机组运行稳定。
由于此型机组为国内首次投入生产运营，汽轮机本体轴系振动问题历时近一年才得到有效解决，因此有必要系统总结振动问题的分析方法及解决对策，为国内同类型百万机组更好投产提供振动问题数据支撑及解决方案。为此，本文针对振动问题解决方案进行深入研究，系统讨论了振动问题的分析方法及解决对策。
1.机组振动问题分析
1号机组168小时满负荷试运期间，1号瓦与2号瓦振动值较大，见表1。其中2号瓦Y向振动值最大为265.56μm，且有进一步发散的趋势。
高压缸受力主要来至于高压导汽管路及高压排汽管路，由于高压导汽管路与汽轮机轴系同向（见图1），如对高压缸产生较大的力矩，则应使高压缸机头两只猫爪或者机尾两只猫爪同时抬起，不产生轴向转动力矩使高压缸发生侧翻及右侧猫爪抬起。而高压排汽管路垂直于汽轮机轴系，管道在热态及冷态时管道应力较大，结合支吊架受力情况判断高排管对高压缸产生较大力矩作用的可能性很大。
为进一步评估高压排汽管道对高压缸的影响情况，在冷态条件下对高排管管路进行切管，切口位置与轴系中心水平相距2113mm，以切管后管道错口数据评估高排管对高压汽缸的力矩作用。切管后测量高排管错口数据见图2，从图中可以看出炉侧高排管道相对于机侧管道偏高15mm，偏机头侧15mm。同时切管后高压缸右侧猫爪均落实于基座上，猫爪限位螺栓可灵活移动，猫爪回落的同时向右侧移动0.07mm。由此可以判断高排管对主机高压缸存在较大的应力，会对高压缸位置产生较大的影响，引起高压缸猫爪的抬起，而高压导汽管道的力矩作用则可以忽略。综合上述情况，需要对高排管路进行重新设计布置，进行高排管道柔性改造，减小管道应力对高压缸的作用。
在高排管改造前需要对高压缸位置进行重新调整，使其恢复到设计位置，并以此位置进行高排管道改造的定位。改造过程中同时需要对支吊架进行相应位置的调整，以适应管道位置的改变。由于这些内容不是本文论述的核心内容，这里就不在一一说明。
2.2轴颈修复
为消除轴封间隙偏离设计值对轴瓦振动的影响，高排管道改造的同时对汽轮机1号与2号轴颈拉伤进行修复及轴系标高进行调高，增加1号瓦与2号瓦对应轴颈的负荷，提升轴瓦的稳定性，从而减小相应的振动。其中在1号瓦与2号瓦翻瓦检修过程中发现对应轴颈位置存在拉伤，1号瓦对应拉伤情况见图4。由图4可以得知轴颈拉伤情况明显，靠机头侧双边拉伤深度平均为0.1mm，靠机尾侧双边拉伤深度平均为0.08mm，整个拉伤表面最深处为0.12mm，其中轴颈直径为360mm，瓦面宽200mm。
2号瓦对应轴颈拉伤情况见图5，其中靠机头侧单边拉伤深度为0.03mm至0.07mm，双边为0.06mm至0.14mm。轴颈中心处单边拉伤深度为0.10mm，双边为0.20mm。机尾侧单边拉伤0.07mm，双边为0.14mm。其中轴颈直径为482.60mm，瓦面宽255mm。
图5 2号瓦对应轴颈拉伤情况示意
经过厂家分析得知，轴颈的磨损并不会导致轴瓦支撑直接失稳，也不需要采用非标准瓦进行安装。但1号瓦与2号瓦对应轴颈的磨损明显会影响轴瓦与轴颈的接触情况，稳定油膜的建立将会变得更加困难，虽然并不会直接导致轴瓦产生较大振动，但如不进行修复将继续恶化轴承振动情况。
综合上述情况，有必要对轴颈拉伤处进行修复，现在主要的修复手段存在三种：
1. 高压缸轴返厂加工。由于厂家进行轴系设计制造，且拥有精良的加工设备和质量管控措施，返厂加工能够有效保证加工质量及安装精度。但由于本型机组采用内外缸结构，外缸上下半采用螺栓连接，而内缸上下半则采用整体不锈钢环箍紧。轴系返厂加工时高压缸缸体需连同返厂，费时费力，在短期检修内难以做到。
2. 轴系冷焊技术[3-4]。将具有特殊性能的电极材料沉积或者堆焊到工件表面，利用电源中储存的电能，通过瞬时火花放电，在电极与工件接触的顶端形成局部微小的熔合区，电极材料液化、气化或等离子化，高速过渡到工件表面并扩散进入工件表层形成结合牢固的沉积或堆焊层，焊接过程中基体温度保持在60°C以下。此方法近年逐渐兴起，在30万及60万机组有较多应用。但在百万机组尚无采用先例，技术的可靠性有待论证，修复轴颈拉伤存在不确定性及较大的风险。
3. 轴颈研磨修复技术。在轴颈拉伤及磨损不严重的情况下通过工装研磨，将拉伤划痕减小或者去除，增加轴颈表面光洁度。此方法较适合本文情况所述轴颈磨损情况，1号轴颈最大磨损0.12mm，2号轴颈最大磨损0.20mm，可以通过轴颈研磨减少拉伤程度，同时原轴承尺寸仍不会产生变动。
综合上述三种技术的优劣及本型机组轴颈磨损的实际情况可以判断，采用轴颈研磨修复手段具有较好的可靠性。研磨的关键步骤是结合轴颈直径及现场情况制作适当的研磨盘，研磨盘为两半组成的圆环，圆环沿周向留有10mm宽5mm高槽道，通过圆环外部螺孔加入研磨介质进行研磨。同时研磨盘安装有带预紧力的压块，下方可安装各种规格的砂纸进行研磨。其中研磨盘紧力可调，过大的紧力会导致研磨吃力，过小则会导致研磨速度较慢，其需根据现场情况调节。
轴颈研磨的技术标准控制为，1号轴颈研磨后直径与原直径差不超过0.18mm，2号轴颈研磨后直径与原直径差不超过0.20mm，研磨表面椭圆度及锥度小于0.01mm，粗糙度＜1.6μm。首先采用粗砂纸进行粗研，待直径差值接近技术控制标准时采用各种规格金刚砂进行精磨。最后通过进行抛光，以2号轴颈磨后情况进行展示，见图6。通过研磨后轴颈直径变化在控制范围内，光洁度满足要求。
图6 2号轴颈修后情况示意
2.3轴系调整
其中1号轴承抬高0.43mm，2号轴承抬高0.28mm，抬高措施为在轴承支撑座垫块下方及侧面增加相应厚度的不锈钢钢片。同时根据设计要求对高压缸缸体进行抬缸，电左起0.15mm，电右起0.15mm，调左起0.25mm，调右起0.15mm。通过高排管改造、轴颈修复及轴系标高调整后汽轮机1号与2号轴承运行状态对应最大振动如表4所示。
通过对比表1与表4可以得知，1号瓦X方向与2号瓦X方向振动有一定程度的改善，而1号瓦Y方向振动值相对变大，2号瓦Y方向振动无明显变化。综上所述，经过高排管改造、轴颈修复及轴系调整后1瓦与2瓦振动没有明显改善，甚至有所恶化。这也表明，虽然高排管道对高压缸的力矩使得高压缸右侧猫爪抬起及轴封间隙偏离设计值，但这并不是1号瓦与2号瓦振动的根本原因。同时轴颈修复及轴系标高的提升虽然有助于增加1号瓦与2号瓦的稳定性，但同样对轴瓦振动的改善程度有限，其也不是轴瓦振动较大的根本原因。
2.4动平衡调整
进一步对轴系振动进行频谱分析[5]，发现1瓦与2瓦Y向基频振动为76μm与79μm，基频分量偏大。这表明汽轮机转子转动时存在一定的不平衡，为改善转子振动情况，对转子进行动平衡调整。调整方案为：高压转子1号瓦对应轴颈端平衡螺孔处204°位置加一颗平衡螺钉，重量188克；高压转子2号瓦对应轴颈端平衡螺孔处24°及36°位置各加一颗平衡螺钉，重量188克，平衡螺孔在汽轮机轴系生产时已进行了预留，平衡螺钉旋入并将头部铆死即可。
同时根据频谱分析振动波动为低频激发，这表明高压缸存在汽流激振，汽轮机转子与高压缸上下间隙存在一定偏差。这进一步说明2.3中轴系调整并没有任何改善轴系振动的实质作用，反而增加了汽轮机转子与高压缸之间的间隙并引起汽流激振。为减小汽流激振引起的振动分量，重新调整高压缸中心，恢复到出厂值。而高压缸转子中心同样进行了调整。综合两则的调整结果，汽缸相对于转子中心1号轴承上抬0.13mm、2号轴承标高不变。
改造完成后汽轮机1号与2号轴在负荷范围内各项振动最大值如表5所示，1号瓦X、Y方向及2号瓦X方向振动值优秀，2号瓦Y方向振动值良好，机组加减负荷速率达到15MW/min，满足电网AGC要求。机组运行稳定，机组振动问题得到彻底解决。
结论:
高排管应力导致高压缸猫爪脱空，通过改造高排管走向可以明显减小管道对高压缸的应力，改造后猫爪落实。但高排管应力及猫爪脱空不是造成轴系振动的主要原因，改造对振动情况的改善程度有限。
轴颈修复及轴系标高调整一定程度上能改善轴瓦振动情况，但不是解决轴系振动的根本手段。
振动频谱分析是查找轴系振动原因的有效手段，通过动平衡调整可以明显改善轴系振动情况。
参考文献
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[2]徐克鹏,李宝清,陈春峰. 超临界四缸四排汽500MW 汽轮机现代化技术改造方案及实践[C]//全国火电机组汽轮机专业技术年会论文集, 2016: 34-39.
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[4]白小云, 郭平英. N300—16,7/537/537—4型汽轮机低压转子轴颈啃伤坑补焊[J]. 陕西电力, 1999(6):7-8.
[5]王彦江,孙华丽, 韩恩,等. 汽轮机振动故障分析及处理[J]. 中国石油和化工标准与质量, 2012, 32(5):55-55.
论文作者:陈鹏,龚代坤
论文发表刊物:《电力技术》2016年第4期
论文发表时间:2016/7/25
标签：轴颈论文; 汽轮机论文; 高压论文; 轴瓦论文; 机组论文; 拉伤论文; 情况论文; 《电力技术》2016年第4期论文;