一起由于轴系振动传递所诱发的汽轮发电机组故障分析

第54卷第4期2012年8月汽轮机技术TURBINETECHNOLOGYVO154NO4AUG2012一起由于轴系振动传递所诱发的汽轮发电机组故障分析杨永久，杨建刚东南大学火电机组振动国家工程研究中心，南京210096摘要某汽轮发电机组1号轴承振动超标，通过对振动进行测试和分析，发现1号瓦振动过大并不是由于汽轮机本身所引起的。结合机组启停过程振动变化和振型图分析，发现1号轴承振动实际上是由于发电机振动传递所诱发的。通过发电机平衡，解决了汽轮机前轴承振动。这种由于轴系振动传递所诱发的汽轮发电机组故障现象值得重视。关键词振动；故障诊断；动平衡分类号TK2681文献标识码A文章编号10015884201204030902VIBRATIONFAULTDIAGNOSISOFATURBOGENERATORUNITCAUSEDBYVIBRATIONTRANSMISSIONALONGSHAFTYANGYONGJIU，YANGJIANGANGNATIONALENGINEERINGRESEARCHCENTEROFTURBOGENERATORVIBRATION，SOUTHEASTUNIVERSITY，NANJING210096，CHINAABSTRACTLARGEVIBRATIONOCCURREDINNO1BEARINGOFATURBOGENERATORUNITBYTHEDETAILEDVIBRATIONMEASUREMENTANDANALYSIS，WEFOUNDTHATTHEVIBRATIONWASNOTCAUSEDBYTURBINEITSELFBASEDONTHEFURTHERANALYSISABOUTVIBRATIONMODECHARACTERISTICSANDVIBRATIONCHANGEDURING131NUPPROCESS，ITWASDEDUCEDTHATTHEVIBRATIONWASCAUSEDBYGENERATORANDVIBRATIONTRANSMISSIONALONGTHESHAFTBYGENERATORHIGHSPEEDBALANCEINFIELD，WESOLVEDTURBINEVIBRATIONSUCCESSFULLYTHISKINDOFVIBRATIONPHENOMENONCAUSEDBYABNORMALVIBRATIONTRANSMISSIONISTOBECONSIDEREDINFAULTDIAGNOSISKEYWORDSVIBRATION；FAULTDIAGNOSIS；DYNAMICBALANCE0前言某钢铁公司焦化余热发电车间5号机组的汽轮机型号为N153431，发电机型号为QFK152。轴系由汽轮机转子和发电机转子组成，每个转子由两个轴承支撑，其中2号、3号轴承共用一个轴承座。机组轴系结构如图1所示。图1机组轴系不葸图该机组2011年5月启动时，因汽轮机和发电机振动较大，无法正常运行。振动突出表现在1号瓦、3号瓦和4号瓦的水平方向。2011年7月对该机组振动进行了全面测试，并分析了故障原因，发现这是一起由于轴系振动传递所诱发的振动故障，制定并实施了故障治理方案，取得了良好效果。L机组振动现象表1给出了机组定速和满负荷下各测点振动值。该机组振动特征如下表1空负荷和满负荷下各测点振动TZM。1定速后1号、3号、4号轴承水平振动较大。21号瓦和3号瓦水平振动相位反向，3号瓦和4号瓦水平振动相位反向。3带负荷过程中，轴系各测点振动相位变化不大，但振动幅值变大，幅值变大的原因主要是其中的工频分量变大。4轴系各测点的振动都是以工频分量为主，工况稳定时，振动幅值和相位基本稳定。2机组振动原因分析这台机组振动突出问题是1号和3号、4号瓦水平振动较大。通常认为，1号瓦振动过大是由于汽轮机故障所引起的，可能原因有汽轮机转子或外伸端小轴不平衡、1号轴承故障、汽轮机一发电机转子不对中等。因此，出现1号轴承振动大故障后，曾多次检查和调整1号轴瓦紧力、小轴晃度、轴承间隙和对轮中心等，但效果并不明显。为了彻底解决该问题，现结合升速过程振动变化和振型图等进行深入分收稿日期20110924作者简介杨永久1986，男，河南信阳人，在读硕士研究生，从事汽轮发电机组故障诊断方面的研究。3L0汽轮机技术第4卷析。21升速过程振动分析图2给出了各瓦水平方向振动波德图。升速过程中，在2100RMIN一2300RMIN附近各测点振动普遍出现了峰值。2500RMIN之后，2号振动随转速升高而降低，但1号、3号、4号轴承振动随转速升高而同步增大。图2各瓦水平振动波德图将升速过程中3号瓦和4号瓦水平方向振动数据，按谐分量法分解为一阶和二阶分量。图3给出了一阶和二阶分量在升速过程中的变化趋势。暑毒删粤图33瓦、4瓦水平方向一阶、二阶分量幅值随转速变化情况2500RMIN以后，水平方向二阶分量幅值随转速升高增长得很快，定速后，3号、4号轴承水平振动二阶分量幅值达到341XM。此过程中，一阶分量幅值随转速上升变化不大，定速后仅为7TXM。额定转速下，发电机两侧轴承水平振动信号巾二阶分量占主要成分，说明发电机转子存在较大二阶不平衡。22振型分析由表1可知，定速后，1号瓦水平和4号瓦水平振动相位基本相同，它们与3号瓦水平振动相位相差约为180。，2号瓦水平振动较小。图4给出了额定转速下，机组轴系振型曲线示意图。单独分析发电机振动可见，其两端振动反对称分布，呈1号2号3号4号图4额定转速下机组轴系振型曲线示意图现二阶振型。如将汽轮机和发电机作为一个轴系来看，整个轴系振动呈现二阶分布，2号轴承处于振型节点位置，也可以形象地认为1号轴承振动处于发电机振型曲线的外延线上。23振动原因深入分析由升速过程中振动变化特点以及振型图可知，1号轴承振动与发电机两端振动之间有一定关联，1号轴承振动很有可能是由于发电机振动所引起的，发电机转子二阶不平衡导致1号瓦振动较大。3故障治理方案根据以上分析，决定在发电机两端施加反对称平衡重量。结合以前对同类机组的处理经验，通过计算，在发电机前端平衡槽加重200GL290。，发电机后端平衡槽加重200G110。2011年7月6日将加重方案实施后冲转，在额定转速下，机组轴系各测点振动水平都非常优秀，表2给出了平衡后机组各测点在额定转速和满负荷下的振动数据。表2平衡后空负荷和满负荷下各测点振动XM。从表2中可以看出，在发电机两端反对称加重后，各瓦振动显著下降。绘制加重前后轴系振型曲线，如图5所示。L号2号3号4号图5加重前后额定转速下机组轴系振型曲线示意图比较加重前后的振型曲线发现，加重后各瓦振动幅值都有明显下降，特别是1号瓦，从391XM下降到5IXM。1号、3号和4号瓦之间振动相位仍表现出1号、4号瓦基本同相，与3号瓦反向的特点。在满负荷工况下，各测点振动均达到优秀水平。4结论该机组汽轮机前轴承振动实际上是由于发电机不平衡所引起的。将发电机转子和汽轮机转子振动分开来分析，无下转第256页256汽轮机技术第54卷删唇皑图6非设计点时转子和静子损失系数沿径向的分布与设计值的比较图7压气机压比性能曲线与实验值的比较时，计算压比和实验值吻合程度很好。从图8可以看出，在各等转速下，大流量时计算效率略低于实验值，计算最高效率点在实验最高效率点左侧，且小于实验最高效率值。但随着流量的减小，计算效率在某个流量值等于实验值，流量继续减小，则计算效率值大于实验值。3结论综上所述，本文通过建立的损失和落后角模型，结合流线曲率法对跨声速轴流压气机进行了设计点和非设计点的数值模型，并与设计值和实验值进行了对比，可以得出以下结论1在设计点时，计算所得的压气机的攻角、落后角和损失沿径向的分布与设计值变化趋势一致，攻角和落后角的分布与设计值有些差异，损失的分布与设计值吻合较好。在非设计工况下，损失的分布与设计值偏差变大。2在全工况下，计算所得的压气机性能曲线和实验值基本一致。压比在高转速时略低于实验值，在低转速时吻合褂楼图8压气机效率性能曲线与实验值的比较较好。效率在各等转速线下随着流量的减小逐渐大于实验值。3本文所采用的模型比较全面地考虑了模型的主要因素，可以较好地预测跨声速轴流压气机在设计点和非设计点的性能。参考文献1DENTONJDCOMPUTATIONALFLUIDDYNAMICSFORTURBOMACHINERYDESIGNJJMEEHENGSCI，1999，213，22BOYERKMANIMPROVEDSTREAMLINECURVATUREAPPROACHFOROFFDESIGNANALYSISOFTRANSONICCOMPRESSIONSYSTEMSDBLACKSBURG，VAPHDDISSERTATION。MECHANICALENGINEERINGDEPTVIRGINIAPOLYTECHNICINSTITUTEANDSTATEUNIVERSITY，APRIL，20013曹志鹏，刘波，靳军，等一种损失和落后角模型在压气机特性预估中的应用J汽轮机技术，2005，4764334364胡江峰，欧阳华，何磊，等多级轴流压气机喘振特性分析J汽轮机技术，2010，5242502525CETINM，UCERAS，HIRSEHCH，ETA1APPLICATIONOFMODIFIEDLOSSANDDEVIMIONCORRELATIONSTOTRANSONICAXIALCOMPRESSORSRAGARDR一74519876BLOCHGS，COPENHAVORWW，OBRIENWFASHOCKLOSSMODELFORSUPERSONICCOMPRESSORCASCADESJTRANSACTIONOFTHEASME，JOURNALOFTURBOMAEHINERY，JANUARY，1999，12128357ROYCE，DM，LONNIE，RPERFORMANCEOFSINGLESTAGEAXIALFLOWTRANSONICCOMPRESSORWITHROTORANDSTATORASPECTRATIOSOF119AND126，RESPECTIVELY，ANDWITHDESIGNPRESSURERATIOOF205RNASAPAPER，1980，PAPERNASATP一16598CREVELING，HFANDCARMODY，RHAXIALFLOWCOMPRESSORCOMPUTERPROGRAMFORCALCULATIONOFFDESIGNPERFORMANCERNASAPAPER，1968，PAPERNACACR一724279KOCH，CCANDSM油，LH，JRLOSSSOURCESANDMAGNITUDESINAXIALFLOWCOMPRESSORSJTRANSACTIONOFTHEASME，JOUMALOFENGINEERINGFORPOWER，JULY19764114241O胡江峰，欧阳华，竺晓程跨音速压气机非设计点性能预测J上海交通大学学报，2010，441O13421346上接第310页法发现真正的