单支撑超超临界百万机组振动技术研究报告.doc

《单支撑超超临界百万机组振动技术研究报告.doc》由会员分享，可在线阅读，更多相关《单支撑超超临界百万机组振动技术研究报告.doc（79页珍藏版）》请在三一办公上搜索。

1、密 级 检索号16-100356浙江省电力试验研究院科学技术文件单支撑超超临界百万机组振动技术研究报告二一年十二月单支撑超超临界百万机组振动技术研究报告编 写 者： 审 核 者： 审 批 者：批 准 者： 工作人员：浙江省电力试验研究院：童小忠 吴文健 应光耀 李卫军浙江大学： 陈汉良 杨英武 孔详冰国电浙江北仑第一发电有限公司：陈旭伟 陈建县浙江国华浙能发电有限公司：朱江涛 冯立国目 录1 前言12 上汽西门子型百万机组轴系结构以及共性振动故障23 单支撑转子轴承系统动力学特性分析54 单支撑轴系振动试验研究125 单支撑轴系动平衡技术研究216 单支撑轴系汽轮机轴承座振动故障处理257 补

2、气阀投运过程中诱发的振动故障分析518 发电机-励磁机振动问题分析629 高压转子振动问题6710 总结73参考文献751 前言我国的一次能源以煤炭为主，煤电在电力生产中占主导地位。截至2009年末，国内发电设备的装机容量已达8.74亿千瓦，其中燃煤机组占70%以上。随着我国经济高速增长，电力需求旺盛，促使电力工业采用高参数、大容量及先进技术提高燃煤机组的效率，实现节能减排，减少环境污染。代表着目前国际领先水平的超大功率、超超临界百万千瓦机组由于其高效、节能和环保的技术优势，正成为我国在21世纪初期最具有竞争力的燃煤机组。目前，国内外超超临界二次再热机组的热效率达到45%左右，与常规的超临界机

3、组相比，至少可节约燃料45。因此，大力发展超超临界燃煤火力发电技术以提高燃煤机组的效率，实现节能降耗，减少环境污染，已成为众多决策者和专家学者的共识1-10。并被列为国家中长期科技发展规划能源重点领域的优先发展主题。在浙江省科技强省建设与“十一五”科学技术发展规划纲要和浙江省基础研究与原始创新能力提升五年行动计划中，与此相关的“能源高效利用和可持续发展的基础理论问题”也已经作为重点内容被明确提出。近年来，超超临界百万千瓦机组已陆续在国内投产运行。至2009年末，在运的百万千瓦超超临界机组为21台，在建百万千瓦机组为12台。我国共引进了三种1000MW超超临界汽轮发电机组：东汽日立型、哈汽东芝型

4、以及上汽西门子型，三个主要发电设备制造厂家对引进技术进行了消化和模仿，但其设计、制造技术尚缺少经验，后续的安装、调试、运行等方面都还不成熟，各个环节都还没有完全掌握机组的特性。现场运行人员运行经验不足，基本上还都是根据300MW、600MW机组运行经验调整机组运行参数，所以研究1000MW超超临界机组的运行特性，进而提高机组的热经济性和安全性，对电力系统“节能减排”和“节能降耗”具有非常重要的意义。在国内已投运或在建的超超临界百万机组中，上电集团和西门子公司合作生产的N1000-26.25/600/600(TC4F)（以下简称上汽西门子型百万机组）所占份额最大。浙江省内已投产了浙江华能玉环电厂

5、（以下简称玉环电厂）4台、国电浙江北仑第三发电有限公司（以下简称北仑三期）2台、神华浙江国华浙能发电有限公司B厂（以下简称宁海电厂）2台，共8台百万机组，在建的浙江嘉华发电有限公司（以下简称嘉兴三期）百万千瓦机组2台，另外有上海外高桥2台、曹泾2台、江苏的彭城2台、金陵2台，广东的平海1台、天津的北疆2台，占已投产或在建的超超临界百万机组的2/3多。本项目所研究的百万机组振动特性都是针对上汽西门子型单支撑百万机组而进行的，主要着眼于单支撑转子轴承系统的振动故障特征、动平衡处理方法以及消除方法的技术攻关。上汽西门子型百万机组作为新引进、新投产的机组，国内各单位对该类型机组的振动研究都还属于起步和

6、探索阶段，文献中有陈瑞克介绍了百万机组轴系稳定性的判据11，顾越等研究西门子百万机组滑动轴承油膜压力、油膜温度分布，并得出了油膜刚度和阻尼系数12，邵晓岩等对玉环百万机组基础进行了振动特性研究，得到未安装设备情况下基础的结构动力学特性13，陈建县对轴瓦振动问题进行了分析14，史进渊15等对超超临界汽轮机组气流激振进行了研究，但这些大都是基于对振动测试结果的阐述以及一些原因分析，没有从根本上上解决问题，未涉及到汽轮发电机组转子动力学特性的研究，对振动故障诊断和处理不具备系统指导的意义。对于一些超超临界状态的的转子振动特性的机理研究几乎未见报道。上汽西门子型百万机组其单支撑、落地式轴承完全不同其它

7、类型的百万机组或常规的300、600MW机组，对其振动机理产生的认识还未弄清，对这些由于百万机组投产带来的新问题，需要国内各有关单位去吸收、研究，并为现场振动故障处理提供理论依据。因此，很有必要开展单支撑超超临界百万机组振动技术研究，以进一步深化单支撑超超临界百万机组振动故障诊断技术和动平衡技术、动态评估和计算汽轮发电机组基础的动力特性，并形成典型的单支撑轴承座振动故障诊断及处理的系统性解决方案。该项研究工作在2010年由浙江省电力公司正式立项。2 上汽西门子型百万机组轴系结构以及共性振动故障2.1 轴系结构特点上汽西门子型百万机组轴系由高压转子、中压转子、两根低压转子、发电机转子和励磁机转子

8、组成，各转子之间均采用刚性联轴节连接，具体轴系布置如图2-1。高压转子为双支撑结构，中压转子和两根低压转子为单支撑结构，发电机与励磁机转子为三支撑结构，即励磁机也为单支撑结构。机组配有一套瑞士Vibmeter公司生产的TSI系统VM600，该系统在每个轴承座中分面135方向布置两个加速度传感器，测量轴承座振动（又称瓦振）；另外在每个轴承座中分面左、右45方向各配置一个涡流传感器，测量X和Y方向转子相对振动（又称轴振）。图2-1 轴系布置示意图（1）上汽西门子型百万机组的优点上汽西门子型百万机组汽轮机采用单轴承支撑，大型落地式轴承座、专用西门子轴承等独特的技术。单轴承支撑，与其它公司的四缸四排汽

9、轮机相比，轴承数量少了3个，所以该型汽轮机的轴向总长仅27m，比其它机型要短810m。单支承方式不仅是结构比较紧凑，主要还在于可以减少基础变形对轴系对中的影响，又极大地缩短了机组轴系长度，厂房投资相应下降，经济性较高。轴承支撑为落地式轴承座，无台板，轴承座整体灌浆，这种方式，可以减少真空变化以及汽缸变形影响机组振动的稳定性。然而单轴承支撑的设计，使得轴承的承载载荷重、金属瓦温高，单轴承比压大、采用高粘度油，因此径向轴承支撑采用西门子公司特制的轴承。该轴承区别于常规的椭圆轴承、圆轴承以及常用的各类汽轮发电机专用轴承（如开有各种沟槽的混合轴承），该轴瓦内表面结构十分复杂，仅下瓦内表面沿周向就由五段

10、曲率组成,形成油膜的收敛区和发散区，且上、下瓦结构形状不对称，上瓦为周向开槽的结构。其特点为尺寸巨大、负载重，在实际运行中已显示出了优越性，除了能很好满足1000MW级机组的运行需要以外，其摩擦功耗与常规轴承相比明显较低，是一种典型的高效低能耗的大型汽轮机轴承。上汽西门子型百万机组采用了全周进汽滑压与补汽调节的组合的进气方式， 大部分工况下，采用全周进汽方式以消除部分进气不平衡影响，高压转子跨距相对同等容量机组小，一阶临界转速为2640r/min, 临界转速相对高一些，以降低高压转子的汽流激振发生的概率。（2）上汽西门子型百万机组在振动方面的劣势单支撑超超临界百万机组有着上述巨大的优势，但是要

11、充分发挥单支撑轴承座的优势，还需注意以下几点事宜。首先，单支撑的落地式轴承座安装要求非常严格，该轴承的支撑刚度主要取决于轴承底部和轴承支座的瓦枕接触面的线接触情况，接触面是现场研磨安装找正的，受施工工艺水平的影响情况较大，现场工艺水平的偏差，就有可能引起轴承座振动大。其次，单支撑减少了3个轴承，转子的振动监测也减少了3个平面处的测点信息，在单支撑轴承座的测量出的振动信号仅是转子单侧信息，并不能完全反应该转子的振动特性，并不能通过测点的振动信息来转子的振型，这给振动故障诊断和处理带来很大的困难。再次，汽轮机的轴承虽然为落地式轴承，理论上不受真空变化和汽缸变化的影响，但是在实际运行过程中发现，汽轮

12、机末端轴承座（5号轴承座）在冬季、夏季的标高变化较为严重，而发电机的6号轴承座标高变化不大引起汽轮靠背轮两侧振动的不稳定波动，甚至会引起整个轴系振动的恶化。另外，大多数机组的补汽阀投运后，高压转子仍然会出现汽流激振的情况。2.2 可能会引发的振动问题上汽西门子型百万机组的上述缺点可能会引发以下振动问题： （1）单支撑转子瓦振严重超标问题；（2）单支撑转子轴承标高变动对振动影响问题；（3）补气阀投运后振动突变问题；（4）发电机不稳定振动问题；（5）励磁机过临界振动严重超标问题。上汽西门子型百万机组轴系各转子系统除了工作于高温、高压等复杂恶劣的工况下之外，还具有独特的单轴承支撑设计和专用的径向椭圆

13、轴承支撑结构，增加了转子动力学特性研究的难度。有关轴承结构和单支撑结构的引进技术，西门子公司只是提供了加工图纸，设计准则和轴承的承载特性并没有提供，因此单支撑轴系结构的转子动力学特性不明，振动机理故障未清，转子振型判断困难。这些都给超超临界机组轴系故障的诊断和处理带来较大的困难。由于单支撑结构使整个轴系成为一个静不定问题16-17，载荷的分布大小、转子的质量、支撑系统的刚度、系统的阻尼、轴瓦间隙等许多因素的影响，其中轴瓦间隙大小对振动的影响更为明显。轴瓦间隙的大小影响着载荷的分布情况，但是一个轴承的间隙的变化主要体现在轴承标高的变化。当某个轴承标高发生变化时，这个轴承的间隙就发生变化，因而轴承

14、的承载变化，导致整个系统其它轴承的载荷也要重新分配，影响着整个系统承载的变化，使得轴振动和轴瓦振动的大小发生变化，并且两者的增长速度不一致，有的时候轴颈的振动值基本不变，但是轴瓦振动增加，所以设备的运行状态就不能单以轴颈的振动为判断依据了，由此而造成了机组振动特性的复杂性。在浙江省内已投产的机组中，浙江北仑电厂的6号和7号机组、浙江玉环电厂的3号机组以及浙江宁海的6号机组都是西门子1000MW机组，自调试开始就一直存在着3号和4号转子相对振动和轴承座振动问题，轴振和瓦振互相耦合，互相影响，振动一直偏大且处于不稳定状态，严重威胁着机组的安全运行。单支撑转子的3号轴承或4号轴承瓦振大已成为上汽西门

15、子型机组比较典型和共性振动问题，并影响着其它轴段的振动。解决这些典型振动故障问题需要解决在超超临界工况下转子系统的动力学建模这一基础性的问题，并深入研究轴振与瓦振之间的关系以及标高变化引起载荷变化对稳定性的影响。浙江省内几台百万机组的3号和4号轴、轴瓦振动比较大，表明这些轴承载荷的灵敏度比较高，因此研究影响轴系各轴承结构参数对载荷分配的灵敏度问题是必要。除了单支撑结构外，超超临界机组的轴承结构形式也是专有的，轴承的承载特性也影响系统的动力学特性。补汽阀是上汽-西门子超超临界汽轮机所特有的一种配汽方式，设置这一过载汽门的目的是为了增加机组的过负荷能力与负荷响应速度。上汽西门子型机组汽轮机补汽阀的

16、应用，在国内尚属首次，因国内设计、运行都无经验，在补汽阀投运时，发生高压转子振动突变的现象，影响到机组安全运行，以至于补汽阀无法投运。较为典型的机组有玉环#3、4机、北仑#7机、宁海#6机，该振动振动故障的原因表现为汽流激振。汽流激振属于转子的自激振动，其振动由蒸汽力引起。解决高压振动突变故障需要深入试验研究补汽阀投运后的振动稳定性问题，通过设置合理的补汽阀开度以及进汽量以避免汽流激振。上汽西门子型百万机组发电机励磁机仍然采用600MW机组常用的三支撑结构，励磁机采用了永磁机技术，较600MW的静态励磁转子，该类型的励磁机转子长且质量相对较重，励磁机结构布置复杂，励磁机末端瓦承载也比较重。励磁

17、机型式改变，也带来了不少振动问题，比如励磁机转子过一阶临界转子轴振严重超标，浙江省内已投产的8台机组都存在这个问题。发电机转子的超大型化，使得转子的局部不均匀受热、发生转子热弯曲的概率大很多，其振动特征为发电机转子随着负荷的变化而滞后变化，典型的故障机组有北仑#6机、玉环#3机、漕泾#1、#2机组。基础不但改变了转子轴承系统的临界转速和振型，而且改变了系统对各激励的响应，甚至对其稳定性也有影响。因此，把转子、轴承和基础作为一个系统进行试验分析和研究。基础部分的研究报告见第二部分。3 单支撑转子轴承系统动力学特性分析3.1 基于线性理论的转子轴承动力特性分析振动测试系统得到的数据是转子系统的轴振

18、和瓦振信号，目的是分析和研究轴振、瓦振相互之间的关系，分析转子系统的动力特性时，除了考虑轴承的影响，往往还要计入轴承座等基础的效应。转子轴承基础的示意图如图3-1所示。轴承的油膜力与轴颈的位移和速度之间，是一种复杂的非线性函数关系，当扰动是微小量时，为简化分析，可以把这种关系线性化，轴承可简化成质量弹簧阻尼器模型，则油膜的动力特性系数矩阵是：， （3-1）图31 转子轴承系统模型而轴承座及基础也可简化为质量弹簧阻尼器，相应的动力特性系数矩阵是：， （3-2）这一动力特性系数矩阵综合反映了轴承座及基础的阻尼及刚度特性。轴承座及基础在x、y方向的等效质量（或称参振质量）分别用Mbx及Mby表示。以

19、轴承座为研究对象，建立的振动方程为：+ （3-3）式中、为不平衡力作用下转子的轴振，、为不平衡力作用下的瓦振，可以从振动测量系统中采集的不平衡响应数据。可令， （3-4）式中转子角速度，、为不平衡响应的振幅。上式代入式（3-3），得到+得到： （3-5）= （3-6）由此，建立了转子瓦振振幅与轴振幅值的关系，瓦振、轴振关系是基于油膜力、轴承座基础系数线性化的基础上的。当轴承在在x、y方向的刚度等效质量差别不大，且耦合较弱时，并忽略阻尼的影响，而且认为轴承是各向同性的，即：式（3-5）可简化为 （3-7）在最简化的模式情况下，瓦振、轴振的比例关系是转速，轴承座固有频率，以及刚度系数比值的函数。相

20、对轴振幅值主要由油膜刚度决定。因此受轴瓦载荷、轴颈在轴瓦内位置、轴瓦型式，间隙、刮瓦工艺、轴振测点轴瓦中心等因素影响十分显著。对于一定的轴振振动值，轴瓦振动幅值主要由支撑动刚度决定，即对于轴承座结构、轴承座连接刚度、汽缸受热状态、膨胀，以及瓦枕接触面等的影响较为显著。瓦振跟轴振存在着一定的比例关系，当轴承的形式和尺寸已定，载荷和润滑油温已定的情况下，油膜动力系仅仅是转子转速的函数，在转速不变的情况下，瓦振、轴振比例关系为一定值，在动平衡处理中，可以根据瓦振、轴振的比例关系，来确定加重数据。根据式（3-7）瓦振和轴振之间的比例关系可能会出现以下4种情况：（1）轴振小、瓦振也小，说明机组振动正常。

21、转子的激励力较小，支承系统刚度正常。（2）轴振大，瓦振小。排除轴振测量系统故障外，表明支承系统刚度正常，故障是由于转子上激励力过大所引起的。出现这类故障，应从减小激振力着手解决。另外可能还有低速下转轴晃动过大，导致定速后的振动信号叠加了很大的扰动信号。（3）轴振大，瓦振也大，说明振动确实很大，振动的增大可能是由于激励力增大或支承系统刚度减弱所引起的。处理此类振动故障从两方面着手。实际处理中，受现场条件、工期等多方面因素的限制，大幅度提高支承系统刚度有一定难度，所以现场一般从减少激励力的角度来着手处理。 （4）轴振小，瓦振大。说明转子的激励力正常，轴承支承刚度弱，出现这种情况应检查支承系统的刚度

22、、连接刚度情况，如基础状况、基础与台板连接、轴承紧力、间隙、瓦枕垫块接触状况等。轴承座结构的缺陷，有可能造成连接刚度的降低，降低支承系统自振频率，导致振动变大。对于发电机端盖轴承，还需要检查发电机定子负荷分配情况。针对已投产运行的机组，在现场开展检查和调整工作难度很大，不仅工作量大，检修时间长，而且也无法保证检修后机组振动问题一定能得到治理。实际处理中，仍然采用精细动平衡手段，减少激励源，来降低振动。单支撑超超临界百万机组的轴系振动问题，通常介于（3）和（4）两者之间，所以振动处理措施要两者兼顾。3.2 轴振、瓦振非线性动力学特性上汽西门子型超超临界机组轴振、瓦振关系比较复杂，用简单线性模型无

23、法完全解释这种故障，必须考虑油膜力的非线性引起的轴振、瓦振关系。Reynolds方程是进行轴承分析的基本方程，针对不同的轴承求解Reynolds方程，求得油膜中的压力的分布，然后再求得轴承的静特性参数和动力特性系数。但是Reynolds方程是两元二阶变系数非齐次偏微分方程，对它积分并非易事。考虑到轴颈平衡位置、的变化所引起的油膜厚度变化，认为轴承长度较之直径小得多，致使周向的变化率可以略去不计，因此对Reynolds方程进行简化，并考虑假设的Sommerfeld边界条件，可以得到按稳态短轴承理论计算的径向油膜力Fe、切向油膜力Fj的公式为： （3-8）轴承的油膜力的水平分量fx、垂直分量fy与

24、径向油膜力Fe、切向油膜力Fj之间的关系如下： （3-9） 式中 e为轴颈偏心率，j为偏位角，h为粘度系数，轴承的宽度L、轴承半径R、轴承的半径间隙c、质量偏心距e。对于轴承座的动力学方程为：+ （3-10）这样的转子-轴承系统运动方程包含了系统的内外阻尼、陀螺力矩、不平衡力和非线性油膜力，具有高维（有100多个自由度）和局部非线性的特点，油膜力的大小直接与轴颈处的振动耦合，求解困难，微分方程采用变步长的Newmark积分方法求解18,19。由文献19-20 的计算可知：轴承座振动较轴振信号受轴承座刚度系数的影响更为明显，这表明转子振动信号在传递过程中，受到非线性油膜力以及轴承座刚度系数的影响

25、，从轴承座处所得到的信号发生了较大的变化，而且这种变化是非线性的。由上面理论计算分析可知：（1）仅考虑线性油膜力，瓦振、轴振成线性关系，在轴承座刚度较强时，即使轴振变化很大，瓦振可能变化也比较小。（2）考虑油膜力非线性影响，轴承座振动较轴振对轴承座刚度系数的影响灵敏，变化更为剧烈，且这种变化是非线性的。3.3 单支撑转子轴承座振动大机理研究上汽西门子型百万机组中压转子重35.7吨，两根低压转子带叶片分别重95.3吨，这3根转子仅由3个落地式轴承座来支撑，单支撑轴承座还支撑整个内缸、持环及静叶的重量。设计的承载最重点就是4号轴承，其次是5号轴承。单轴承的设计，使得各个轴承承载偏重，轴承的间隙偏小

26、，轴承的瓦温很高，轴承润滑油的稳定偏高。单轴承使轴承比压高，采用高粘度的润滑油，轴振稳定性好，不会发生油膜涡动等故障，但也由于轴承间隙小，最小油膜厚度小，油温高使得润滑粘度系数高，根据式（3-9）可知，其产生的油膜力也很大，即轴承座的激励力很大，使得承载重、轴承间隙偏小的轴承座振动很大。下面通过具体的例子来说明：（1）660MW和1000MW机组的比较研究前文已经提到，仅浙江省内1000MW机组就有北仑#6机的4号、宁海#6机3、4号瓦、北仑#7机的3、4号、玉环#3机3号的瓦振超标，另外几台机组的3、4号瓦振也明显大于其他轴承的瓦振。但是乐清2台660MW机组，其跟1000MW机组是同类型单

27、支撑轴系超超临界机组，即使在3、4号轴振较大情况下，瓦振也在1.0mm/s以内。660MW机组的中压转子重29吨，低压转子重66.7吨，相比之下，1000MW机组的承载较660MW机组重了不少。乐清660MW和宁海1000MW的35号轴承设计参数分别见表3-1和表3-2，可知3号轴承座直径、宽度、受力面积完全一样，1000MW机组的4、5号轴承的直径、宽度、受力面积适当的扩大，5号轴承的比压较3、4号轴承要小。从盘车转速到3000r/min，3个单支撑轴承X、Y方向间隙电压见表3-3，表中正值表上向上抬升，负值表示下沉，间隙电压的数据直接反映了转轴在轴承中的位置，宁海#6机、玉环#3机都是还存

28、着振动故障所测的数据。对表中数据比较可知，1000MW机组的转轴抬升量明显小于660MW机组，1000MW的玉环3号的间隙电压仅抬升0.2V，但是660MW机组的间隙电压抬升近1V，可见转轴和轴承之间的最小油膜厚度1000MW机组明显要较660MW机组要小，说明轴承座的油膜动反力，1000MW机组要比660MW机组大很多。由轴承承受的载荷和间隙电压两个方面来看，1000MW机组的3、4号轴承承载力是明显偏重的，根据上面的非线性理论可知，会导致瓦温偏高，油膜厚度变小，产生油膜刚度较大，有利于下降转子的相对轴振和增加轴振的稳定性；但是非线性的油膜力很大，作用在轴承座的动反力很大，较易出现轴承座振动

29、大甚至超标问题。5号轴承的比压较3、4号轴承小（见表3-1和表32），其产生的轴承动反力也要小，不易产生轴承座振动大问题。表31 乐清660MW汽机轴承设计参数轴瓦号轴径尺寸直径宽度mm轴 瓦形 式轴瓦受力面积cm2比 压MPa失稳转速r/min设计轴瓦温度3475/475椭圆可倾瓦22563.2390039003900390039003900105表3-3 1000MW机组和660MW机组间隙电压抬升量（单位：V）机组测点宁海#6机玉环#3机乐清#3机#3轴承X方向0.570.190.99#3轴承Y方向/0.10.9#4轴承X方向0.370.310.79#4轴承Y方向0.460.60.92#

30、5轴承X方向0.2-0.150.86#5轴承Y方向0.51-0.080.76（2）1000MW不同机组的比较研究几台瓦振大振动故障的1000MW机组的振动数据见表3-4，表中选取了各机组典型工况下的振动数据，轴振数据表示为通频幅值、1倍频幅值、一倍频相位，瓦振数据表述为速度信号。从频谱上看，以1倍频分量为主，仍属于强迫振动性质，从表可知，在各自瓦振大的机组，都存在轴振大的问题，北仑#6机有4号轴振超过76mm，北仑#7机3、4、5号轴振都偏大，宁海#6机3、4号轴振偏大，而玉环#3机5号轴振偏大，说明单支撑轴系的不平衡量是引起瓦振大的主要因素之一，且轴系轴振相互耦合影响。在上述几台机组中，北仑

31、#7机#4瓦振、玉环#3机#3瓦振接近甚至大于转子轴振，属于轴振大、瓦振更大的情况，说明轴承座及其支撑系统还存在一定问题。北仑#7机、宁海#6机还都存在轴承瓦枕垫块和轴承座支架的接触面不良，都曾处理过轴承瓦枕垫块和轴承座支架的线接触面，瓦振稳定性会好很多，瓦振的波动幅度会小很多。说明轴承瓦枕垫块和轴承座支架的接触面不良，使得轴承座刚度下降也是瓦振大的因素。表3-4 1000MW机组瓦振大的数据（单位: mm/mm瓦振单位mm/s）机组测点北仑#6机北仑#7机宁海#6机玉环#3机日期时间2010.8.62009.5.192010.7.202010.2.4功率（MW）8001000900900#3

32、轴承X轴振28/21303111/967105/10012353/4064#3轴承Y轴振67/5619061/537618/1414447/39219#3瓦振A/B2.0/2.04.9/4.37.5/7.36.6/6.0#4轴承X方向32/2311594/7410086/858631/2380#4轴承Y方向80/6331330/2217834/2621715/7333#4瓦振A/B6.1/6.210.3/11.03.0/2.93.1/3.6#5轴承X方向25/20182125/8828838/32281150/138260#5轴承Y方向/77/466226/1631252/43310#5瓦振A

33、/B1.3/1.31.9/2.21.8/1.83.5/4.5综上所述，由于单支撑轴系的轴承负载高、比压大、轴承间隙偏小，引起轴承座动反力大，客观上容易引起瓦振大，即单支撑轴承座较为灵敏。如果单支撑转子激振力大，或存在接触不良的话，就会出现瓦振大的振动故障。4 单支撑轴系振动试验研究针对上汽西门子型机组的单支撑轴系的轴承座振动的特点，3号轴承或4号轴承瓦振大，其振动性质仍属于强迫振动范畴，对于轴振大、瓦振大振动特征，通常认为由激励力增大或支承系统刚度减弱所引起的，这就需要深入研究轴振与瓦振之间的关系。机组的TSI系统和TDM系统同时监测瓦振和轴振，有利于开展轴振、瓦振的关系研究。单支撑轴系的轴承

34、座振动的峰值在29002950r/min，转子通过这个转速后，振动会降低，可能支撑系统的结构刚度存在问题，结构刚度一方面会直接影响支撑系统的刚度，另一方面还会影响支撑系统的固有频率。基础平台有振动幅值超过轴承座本身，也说明基础平台局部存在结构共振的可能。4.1 转子轴承座振动测试系统现场从TSI系统的缓冲输出端（BUF）引出轴振信号，接入Bently 公司生产的208便携式振动数据采集和分析系统，对其进行测试研究分析。另外在汽机平台上单独布置了一套208振动数据采集仪，采用Bently 公司生产的9200系列速度传感器，测量瓦振。4.2 试验研究内容汽轮发电机组振动故障的原因复杂，很多故障之间

35、存在相似性，一种故障类型可以表现出几种特征，同样，一种特征也对应着几种故障类型，这是一种多参数、多变量模糊关系。这时就必须通过某些试验，对引起机组振动故障的全部因素中与实际机组存在的振动特征、故障历史，进行比较、分析，采取逐个排除的方法，剩下不能排除的故障即为诊断结果。当只有一个故障不能排除时，则它就是引起振动故障的原因；当还剩下两个及以上故障不能排除时，这些故障都有可能是引起振动的原因，需要进一步安排试验和相关分析方法，排除其中无关的故障。下面一些数据对振动分析都很重要：1） 机组振动故障的历史、现状；2） 联轴器瓢偏、晃度；3） 振动的频谱分析，各频率分量的幅值、相位；4） 机组运行时汽缸

36、膨胀及转子差胀；5） 轴承油压、油温、瓦温；6） 汽缸排汽温度、真空；7） 发电机氢温、电流、密封油温；8） 负荷、无功功率；9） 机组轴系结构、各转子临界转速；10） 机组安装时轴系标高、联轴器张口等技术数据；11） 近期机组检修情况，如轴瓦紧力、间隙和瓦枕接触面等。汽轮发电机组常规振动试验主要包括转速、负荷、真空、油温、轴承座连接刚度、励磁电流等方面。通过这些试验可以找出这些运行参数对机组振动状态的影响，从而将故障范围缩小。本章以北仑#7机4号轴承瓦振大故障时的振动试验为例，逐一介绍单支撑超超临界机组的振动试验目的、现象和分析。现场的各种振动试验研究在2009年5月9日20日开展。4.2.

37、1 转速试验试验目的：转速是影响机组振动的重要因素。判别机组振动是否由转子质量不平衡所致，并且找出各转子的临界转速分布、工作转速与共振转速的接近程度，检查与轴承座相连的支承系统是否存在共振。转速试验通过机组升、降速过程中进行的，可以获得bode图，判断轴系临界转速，分析升降速过程振动差别情况，了解轴系不平衡分布情况。图4-1 2009年5月9日启机过程3X 的bode图图4-2 2009年5月9日启机过程4X 的bode图图4-3 2009年5月9日启机过程5X 的bode图图4-4 2009年5月9日启机过程#4轴承瓦振bode图由上述bode图可知，3、4、5号轴振测得振动信号以表现低压转

38、子A、B的振动特征为主，3X、4X、5X均在1200r/min有振动峰值，相位发生突变，这时低压转子A、B的过一阶临界的振动特征。3X在中压转子的临界转速2000r/min附近并没有峰值，3X振动信号更有可能反映出低压转子A而不是中压转子的实际振动，轴振存在耦合影响。4号轴承座振动过了2600r/min转速才出现较大的幅值，轴承支承刚度是跟转速有关，支承刚度随着转速的急剧降低而使得4号轴承座振动明显上升。4.2.2 连接刚度试验试验目的：连接刚度试验主要检查轴承座外部部件（如紧固螺栓、轴承座和基础台板等）是否存在松动或接触不良，是否存在由于热变形和管道力使部件翘起、脱落或基础松动等。由两个相邻

39、部件的差别振动可以判别部件间的连接刚度是否正常。图4-5为4号轴承座连接刚度试验，即外特性试验结果，当时的TSI瓦振为8.5mm/s。在同一轴向位置，不同高度的振动测量如图4-5所示，可知，轴承座的差别振动很小，说明部件的连接状态不存在问题。图45 4号轴承座连接刚度试验（单位：mm/s）4.2.3 负荷试验试验目的：机组负荷改变时，汽轮机进汽量和各级的温度、压力，以及转子和联轴器的传递力矩随之改变，转子、汽缸、轴承座等的热状态相应地变化。转子及汽缸的膨胀不畅和不均匀变形，改变了转子的平衡状态和机组的中心标高分布。活动式联轴器的力矩载荷的变化，改变了转子间的对中状态。通过负荷试验来观察振动与负

40、荷的关系，可以判别振动是否与机组中心、热膨胀、联轴器缺陷等有关。变负荷试验可能会出现三种情况，即机组振动与负荷无关，振动随负荷变化而迅速变化，振动随负荷变化而缓慢变化。机组振动与负荷变化基本无关，这种情况说明机组振动主要有转子不平衡引起的，机组带负荷后，转子受力状态和传递力矩发生变化，振幅可能会有少量变化，这是正常的。机组负荷改变后，振动迅速改变，没有延迟，特别是机组解列和并网时，轴承振动发生突然改变，有时在某一负荷也发生这种情况。这种现象说明机组与转子传递力矩大小有关，可能是不对中、联轴器本身缺陷。机组负荷改变后，振动有变化，但变化比较缓慢且有滞后现象。这种故障大多与机组局部受热变形有关。北

41、仑#7机组的有功在300MW、500MW、700MW、1000MW各稳定运行较长时间，重点观察3号和4号轴承的X、Y方向轴振、瓦振的情况，振动数据见表4-1。表4-1 变负荷试验振动情况项目时间负荷(MW)振动值（轴振:mm；A/B瓦振:/s）3X3Y3A3B4X4Y4A4B11日8：46200128546.65.7825911.111.811日12:30330128465.44.7825610.110.711日15：00400130516.25.2966210.911.512日12：17514108474.64.663449.510.112日20：44560102504.44.5564710

42、.911.513日12:00504108464.54.2676310.110.813日16：00500107445.14.5746210.210.914日14:0070094583.73.589238.48.919日14：001000110614.94.3943010.311.0由振动数据可知，在小于400MW情况下，3、4号轴振、瓦振随着负荷上升而爬升，在500700MW负荷情况下，负荷越高，瓦振反而越小，在7001000MW工况下，3、4号轴振、瓦振随着负荷上升而爬升。并且加负荷的初期能立即使4号瓦振动下降。3、4号瓦振和轴振跟负荷并不存在线性的关联，还有其他因素影响着机组的振动。4.2.

43、4 真空试验试验目的：在于判别机组振动与真空及排汽温度之间的关系。上汽西门子型汽机为落地式轴承，排汽温度变化会影响轴系中心线发生变化，影响轴承标高，从而改变各轴承载荷分配，使振动发生变化。真空的变化导致低压缸排汽压力变化，低压缸排汽压力改变会导致缸体上抬或者下沉，从而使动静部件的间隙发生变化，引起动静部件碰摩，摩擦振动会导致整个轴系振动都出现变化。可以通过真空的变化来判断是否存在一定程度的动静碰摩。5月13日北仑#7机组负荷为500MW，机组真空0.04/0.043kPa，其它参数尽量不变，当时轴封汽温度300，缸胀20.8mm，停真空泵7A，进行真空变化振动试验，试验数据见表4-2。在5月1

44、9日机组700MW，再次将排汽温度由35提高至45运行近半小时，4号瓦振动由9.1/9.5mm/s变化至9.4/9.9mm/s，排汽温度降回35运行，4号瓦振并未下降。表4-2 变真空试验振动情况（A/B瓦振:/s）时间项目单位负荷：500MW9:3010:4013:3614:51真空AkPa0.0410.0450.050.06真空BkPa0.0430.050.050.08排气温度30.83535.440.24A/s9.710.39.810.44B/s10.410.910.411.0由此可知，真空的改变对4号瓦振动的影响不是很直接，可以认为瓦振与真空无关，机组未存在动静碰摩。4.2.5 变再热汽温度试验试验目的：在于判别中压转子温度变化对振动的影响，是否存在局部受热不均匀的情况。5月15日，北仑#7机组负荷为500