汽轮发电机组轴承顶部轴向振动超标分析

1、汽轮发电机组轴承顶部轴向振动超标分析摘要：分析了梅县发电厂1机组3轴承顶部轴向振动超标的问题。采用不复测联轴器中心、不拆联轴器、不破坏基础二次灌浆的方法，解决因基础台板螺丝松动引起的轴承振动超标的处理方法。 关键词：轴承；振动；分析；处理1设备概况梅县发电厂1机机组于1991年3月17日正式移交投产，型式：N50883535型（单缸冲动冷凝式），北京汽轮机厂制造。发电机（双水内冷）前轴承（3轴承，后同）振动于1994年曾出现顶部轴向振动高达02022mm，同年4月处理好，一直运行至2001年6月开始顶部轴向振动再次超标，因机组发电任务较重且振动在004006mm波动，所以一直运行至2002年1

2、0月振动加剧才利用小修进行处理。该机组3轴承的基础台板紧固螺丝在轴承座的底部，如要加紧基础台板螺丝得将轴承座移出，露出台板螺丝后才能进行松动处理。2存在问题及分析2002年10月开始3轴承振动逐渐增大超标，特别是轴向振动增大较多，测量位置如图1，处理前振动情况如表1；根据测量情况可发现测点15即轴承顶部轴向振动高达0089mm；轴承座各中分面测点的振动差值不大，而轴承座台板测点12和7分别与水泥基础测点11和8的差值高达0012mm，均大于0005mm，轴向振动由下至上各测点18、17、14、16、15振动值逐渐增大；据此判断是台板与基础连接不良，其原因可能是二次灌浆不充实、垫铁走动或垫铁接触

3、不良或台板与基础之间连接螺丝松脱等，造成轴承连接刚度不够而引起轴承振动。在运行中曾试用外力支撑加强轴承刚度，发现轴向振动值降低明显；与以上分析吻合。3处理方法及记录（1）在1机停盘车并做好安全措施后开始工作，解体轴承前在盘车箱端面装磁力表架，在轴颈顶部及左、右侧各装设一个千分表，以监测在轴抬高、下沉及左右移动量，在整个检修过程中不碰到千分表确保读数准确，轴承解体时准确测量3瓦各部紧力、间隙，并作好详细记录，作为复装时的依据。（2）用框式水平仪测量3瓦处轴颈扬度，以供复装时参考。（3）3轴承座中分面前端面作标记，并测出标记处距盘车箱中分面处距离A和B（如图2）以供复装时参考，确保轴承座的前后位置

4、不变。（4）大轴顶起045mm并垫牢，取出下瓦、瓦枕及两端油档，3轴承座中分面左右内边作标记并测出与大轴距离（用深度游标卡尺反量读数a、b、c、d）如图3，以供复装时参考，确保轴承座的位置左右不变，并拆开3轴承侧的发电机端盖及转子冷却水回水室支座。（5）松开轴承座紧固螺丝，将轴承座吊移到发电机端盖支座处，空出台板及工作场地，取出轴承座下的三张大垫片035mm、040mm、150mm及2块小垫片（阴影部份）如图4，用手提砂轮机打磨台板紧固螺丝的防松焊点，然后在台板的四角各安装一只千分表，进行加紧螺丝测得台板下沉值如图5，然后重新点焊螺丝防松，将轴承座放回原处并稍加紧螺丝（在原有垫片暂不放入），用

5、塞尺测取轴承底与台板之间隙值（如图6阴影部分），根据图4、5、6数值分析，研究决定将下沉值最大处原005mm的垫片换成010mm的垫片，其它垫片按原有进行复装。 （6）复装时按解体时记录数据调整装复。复装轴承座，按原测量的数据，调整轴承座与盘车箱和大轴的距离，紧好轴承座螺栓后测得各数据应与拆前相同。复装下瓦枕、下瓦及两端油档，放下大轴测得瓦侧隙接近拆前数据，并应注意拆前在盘车箱端面装设的千分表读数基本保持不变，监测轴下沉及轴左右移动量，确保轴系与拆前相同。放下大轴后轴顶千分表测得大轴下沉003mm，下瓦底球面垫铁未受力时有008mm的间隙，两侧垫铁002mm塞尺塞不进，综合考虑下垫铁间隙及轴下

6、沉值，决定在下垫铁内加003mm垫片，复装后大轴表值下沉001mm。（7）其它工作按正常复装工序进行。4结束语（1）我厂1机及2机的3轴承（均是50MW机组），1机组分别于1994年4月和2002年10月用相同方法处理3轴承振动问题，2机组于2003年1月也通过上述方法处理，本厂1、2机3次都是用此方法处理3轴承顶部轴向振动问题，运行至今各轴承振动状况良好。（2）实践证明，采用不复测联轴器中心、不拆联轴器、不破坏基础二次灌浆的方法，处理轴承座台板螺丝松动而引起的振动问题是可行的，用此方法处理具有工期短（机组停盘车后实际施工约3天时间）、费用低、简单易行的优点。施工中只要尽量处理好并维持大轴原来

7、的中心状态，避免因中心改变而引起其它振动源。江西电力职工大学学报 50 MW机组3号轴承振动处理 摘 要：详细分析了某电厂50 MW机组3号轴承振动的原因，并介绍了其振动处理过程以及处理过程中遇到的一些问题，指出机组的振动主要是由于质量不平衡、3 000 r/min存在共振以及发电机存在较大的热变形引起的。 关键词：50 MW机组；振动；原因；处理 某电厂50 MW机组是由原东德贝曼-保西工厂于1962年生产的50 MW凝汽式汽轮发电机组，机组轴系结构简图见图1所示。 该机组于2002年进行大修，大修期间更换了发电机转子线圈，2002年7月底大修后开机由于3号轴承振动较大而使机组不能升速至3

8、000 r/min，当时对其进行了现场高速动平衡，动平衡结果为在带负荷观察期间3号轴承的振动在合格的范围内运行。在运行了约一个月之后，该机组于2002年9月初又出现了3号轴承振动较大以至于不能升速到3 000 r/min的情况，于是又对其进行了处理。进入2003年3月，由于电气方面的原因机组在3 000 r/min下空转了较长时间也未能并网，机组来回几次升降速后3号轴承振动出现较大的现象，以至最后由于3号轴承的振动较大而使机组无法带负荷，于是又对3号轴承的振动进行了处理。1 原始振动情况 大修后机组于2002年7月29日第一次开机，当机组升速至2 750 r/min时，3号轴承振动已达129

9、m，考虑到是大修后第一次开机，机组可能存在摩擦和膨胀不畅，于是决定停机后重新暖机升速。第二次开机当转速升至2 750 r/min时，3号轴承振动更大达到了140 m，第二次开机过程机组的原始振动见表1。2 振动原因分析 通过对两次开机过程3号轴承振动的瀑布图(见图2所示)分析，可以看出机组的振动属于普通强迫振动。在排除了轴承座连接刚度方面的原因后，可以认为3号轴承振动过大的原因是由于发电机转子上存在质量不平衡引起的。 通过对机组3号轴承和4号轴承振动的分析，发现机组存在比较明显的二阶振动；同时对3号轴承的振动波德图(见图3)分析，可以看出机组在接近3 000 r/min时轴承的振动存在一个急剧

10、增加过程，故机组在接近3 000 r/min时存在共振现象。 由于3号轴承在3 000 r/min左右存在共振区域，即使转子本身的不平衡量不大，由于共振的放大作用，机组也可能产生较大的振动，在这种情况之下，轴承振动对转子的质量不平衡特别敏感，如果转子的不平衡量较大，则机组的振动可能会异常大，这就是3号轴承振动较大的根本原因。3 振动处理过程 针对上面的情况，如果采取对症下药的方法，则应该改变发电机的二阶临界转速，使其远离发电机的工作转速，但这显然不是一件容易的事情。于是决定从减小发电机转子质量不平衡量方面入手。 通过对机组原始振动的分析，可以看到3号轴承的振动比2号轴承和4号轴承的振动明显大得

11、多，所以可以认为转子的质量不平衡主要来自于发电机靠3号轴承侧，所以决定在发电机转子上靠3号轴承侧的平衡槽内进行加重。 现场高速动平衡试验过程2、3和4号轴承的振动数据见表2。 机组第一次升速到2 750 r/min时3号轴承的振动已接近150 m(见表2中序号1)，只能降速停机，停机打开发电机人孔门后发现平衡槽内原有加重已经有1 kg左右，于是决定先取下一些平衡块后再开机。取下一部分原有加重后3号轴承的振动在机组转速到2 750 r/min时为30 m左右，到3 000 r/min时仍达到了130 m(见表2中序号2)。由于在3 000 r/min时机组的振动还比较大，于是进行加重处理，在加重

12、503 g280(文中试加重角度均以鉴相器为准逆转向计算)后3号轴承的振动在合格范围内(见表2中序号3)，当天交由电气进行试验。第二天机组重新开机，到3000r/min时3号轴承的振动较前一天大(见表2中序号4)，接近60m，为了观察轴承振动的变化情况，机组在3 000 r/min空转情况运行近两小时，3号轴承的振动变化到接近80 m，而且相位也有较大变化，变化过程见图4，可见振动的变化较大，所以可以肯定发电机受热后存在较大的变形。 由于3号轴承的振动仍然较大，而且发电机存在热变形，于是再次对试加重进行调整，调整试加重后机组的振动见表2中序号5，从表中可见3号轴承的振动在机组刚到3 000 r

13、/min时较小，带负荷后振动逐渐增大，最后接近90 m，不得不再次停机对试加重进行调整。此次试加重带负荷过程3号轴承振动变化趋势见图5所示，从图中可以清晰地看见轴承振动的变化过程，进而再次证明了发电机存在热变形现象。 根据上述情况，如果3号轴承在3 000 r/min空转时振动较小，由于发电机热变形会使振动变到一个较大的值 ；针对此现象 ，根据3号轴承振动的变化趋势，如果机组在3 000 r/min空转时事先给予一个与其振动变化趋势相反的振动，那么机组带负荷后振动就会逐渐变小，由于机组不可能在3 000 r/min长时间空转，所以空转时振动大一些是可以接受的，只要能够保证机组带负荷期间振动在合

14、格范围内就可以了。 根据上述思路，于是决定再次调整试加重，本次试加重为503 g215，试加重后的效果见表2中序号6，正如事先预见的一样，在3 000 r/min时3号轴承振动较大，带负荷后振动逐渐变小。3号轴承振动在整个带负荷过程的变化趋势见图6所示，可见机组的振动情况良好，试验过程到此为止。4 结论 通过上面对该机组振动原因的分析及实施动平衡试验过程来看，认为该机组3号轴承振动较大的原因是由以下三方面相互作用而引起： 1)机组在3 000 r/min左右存在一个共振区，任何较小的质量不平衡都可能引起较大的振动。 2)发电机转子本身存在一定质量的不平衡量，在共振区域下运行将产生较大的振动。

15、3)发电机转子受热后质量分布发生改变，这将引起机组带负荷后振动变化。CC12-4.9/1.27/0.294型汽轮机组振动特点及消除 摘 要：利用矢量分析和影响系数法对发电机转子进行一阶动平衡，消除转子过临界振动；对机组突发性振动的成因进行了频谱分析，确认油膜振荡的振动特征并加以消除。 关键词：振动；动平衡；油膜振荡1问题的提出 某热电厂21机组为哈汽宏大电站设备技术开发公司生产的CC12-4.9/1.27/0.294型单轴单缸双抽凝汽式汽轮发电机组，于1997年建成投产。 2001年7月25日晚21机组冲车后并网投入运行。7月26日21:24，带有功负荷11 MW正常运行时振动突然增大，2瓦垂

16、直振动60 m，3瓦垂直振动达160 m，被迫打闸停机。 揭2瓦后发现轴颈发蓝，但轴瓦乌金并未研磨损坏，简单刮瓦处理后恢复。7月28日16:00冲车并网，各瓦振动无异常。29日10:30带有功负荷12 MW，振动再次突然增大，1瓦垂直振动52 m，2瓦垂直振动100 m，3瓦垂直振动160 m，4瓦垂直振动31 m，打闸停机。29日下午再次冲车，当转速升至2 900 r/min时振动增大，2瓦垂直振动100 m，3瓦垂直振动140 m，4瓦垂直振动80 m，降速停机后检查发现发电机风挡有明显摩擦痕迹。2振动分析 由于21机组2次突发性振动均发生在带负荷20 h左右的时间段内，振动发生前无任何先

17、兆，瞬间振动加剧，2、3瓦垂直振动均超过100 m。振动特征符合以下几种激振情况：动静摩擦；部件松动；油膜振荡。 虽然在最后一次冲车后发现发电机风挡下方有碰摩痕迹，但由于该机冲车及带负荷时振动正常，而带负荷运行约20 h后，机组轴系热膨胀也已达到稳定值，不存在引起动静碰摩的异常因素，所以说碰摩只是突发性振动造成的一个现象，而不是激发振动的原因。 若是固定部件如配重块松脱，则会破坏原有平衡状况，激发振动。 而油膜振荡通常发生在机组的启动升速过程中，有时在机组超速试验或带负荷过程发生。当 油膜振荡发生时，由于其振动频率与转子第一临界转速接近，从而发生共振，转子会突然产 生强烈的振荡，通常振幅在10

18、0300m，对机组安全运行威胁很大。根据电厂提供 的轴瓦数据，3瓦为圆筒瓦，长度200 mm，轴颈直径200 mm，长颈比为11；3瓦顶隙40 m，为2轴颈，侧隙在1520 m之间，微呈立椭圆，稳定性相对较差。 综上所述，首先重点检查发电机转子上有无活动或松动部件；其次在机组启动和运行时进行振动监测和频谱分析，确认是否有低频振动成分和油膜振荡现象。3振动处理3.1发电机转子一阶动平衡处理 电厂对发电机进行了检查，未见转子上有松动部件。于是采用美国本特利公司生产的208 DAIU多通道振动数据采集分析系统对机组启动及运行实时采集振动数据，实施振动监测分析。2001年8月8日11：45，21机组冲

19、车，振动数据见表1。 根据上述数据可以看出，基频振动是激发振动的主要因素，属普通强迫振动。由于发电机转子的临界转速值在1 300 r/min左右（电厂提供），可见发电机转子存在较大一阶不平衡。引起发电机转子一阶不平衡的因素有以下几种：转子不平衡；转子弯曲；转子中心不正；动静摩擦。 观察3、4轴承在本次升速及惰走过程的振动波德图可知，其升速曲线和惰走曲线完全重合，可以排除摩擦振动。于是决定在发电机转子上试加重以测取它的不平衡量。 试加重：3轴承侧300 g50；4轴承侧237g60。启动后测得振动数据如表2所示。 根据上述数据,在1 160 r/min时振动值达到最大，到1 180 r/min时

20、振动开始下降,可见发电机转子临界转速已降至1 160 r/min附近。 按照谐分量法和影响系数法进行计算，得出发电机转子总不平衡量约2 kg。由于此前发电机解体检查未发现异常，所以为查明振动原因，厂方决定复查转子中心并揭缸检查。 经检查，汽轮机转子无损伤无异常。对轮中心复查结果如下：发电机转子低90 m，偏南50m,上张口25 m，北张口30 m，发电机转子偏低。由于正常运行中2轴承负载偏大，决定抬高发电机转子。在3、4轴承下方加垫重找中心后数据如下：发电机转子高25 m，偏南30 m，下张口50 m，北张口30 m。 8月14日20:30，21机组启动，数据见表3。 由于重找中心后振动未有明

21、显变化，因此判定发电机转子存在不平衡或弯曲，决定通过动平衡来消除发电机转子一阶不平衡。 加重：3轴承侧690 g120；4轴承侧690 g120。加重后测得数据见表4。 为进一步降低过临界振动，调整加重方案。调整后方案：3轴承侧750 g145，4轴承侧750g145。再次启动，测得数据见表5。 21机组轴系升速过临界及额定转速下振动均符合振动标准要求，至此发电机转子一阶动平衡结束。3.2油膜振荡处理 8月16日16:00，该机带有功负荷13 MW，振动数据见表6。 8月18日21机组在额定负荷下正常运行突发振动，数据见表7。 根据频谱分析（见图1），3轴承的低频振动是突发振动的主要原因，其频

22、率值为20 Hz，刚好和发电机转子的临界转速相一致，因此可以判定为油膜振荡。油膜振荡属于自激振动，是转轴轴径在油膜力作用下产生的涡动运动。要消除和防止油膜振荡，通常是通过改瓦来增大轴颈在轴承内的偏心率，其主要措施有： a. 加大比压，可通过调整轴承标高改变轴承负载，也可以减小轴瓦长径比。 b. 降低润滑油粘度，可提高进油温度来实现。 c. 减小轴承顶部间隙。 d. 增加上瓦乌金工作面积。 e. 刮大轴瓦两侧间隙。 f. 换用稳定性更好的轴承，如将圆筒瓦换成椭圆瓦或可倾瓦。 根据现场测得的数据，3轴承处轴径为200 mm，轴承顶部间隙0.4 mm，两侧间隙分别为0.17 mm和0.2 mm，轴瓦

23、微呈立椭圆。通常检修规程要求，球面圆筒瓦的顶隙在1.52，结合21机组的实际情况，选择减小轴承顶部间隙来消除油膜振荡，这是在较短时间内消除油膜振荡的有效方法，因此采取磨削3轴承上瓦中分面，使其顶部间隙降至0.3 mm，即1.5轴径。 处理后8月22日上午冲车并网，振动稳定。16:55再次出现突发性振动，见表8。 与上次突发性振动相比，2、3轴承振幅明显降低，在4.5 MW有功负荷下稳定一段时间后，油膜振荡自行消失。这表明减小3轴承顶隙后对油膜振荡起到了较强的抑制作用，对于消除油膜振荡是非常有效的。 根据相关资料，球面圆筒瓦的顶隙控制在11.5轴径，可有效抑制自激振动。由于减小3轴承顶隙后未见轴

24、瓦温度升高，表明轴瓦间隙还有一定的裕度，因而决定将3轴承顶隙进一步减小至1.2轴径。 8月24日21:40冲车并网，带有功负荷12 MW时振动见表9。 3轴承水平振动超标。对发电机转子需进行二阶动平衡。3.3发电机转子二阶动平衡处理 加重方案：3轴承侧130g155，4轴承侧130g335。 加重后启动，带有功负荷12 MW时测得数据见表10。 各轴瓦振动均符合振动标准要求，未见突发性振动，处理效果比较明显。4结论 21机组的振动特征是比较有代表性的，在振动处理的过程中，既有一阶动平衡处理、二阶动平衡处理，还有自激振动中最为典型的油膜振荡处理，这其中油膜振荡的危害性最大。在正常运行中由于产生油

25、膜振荡，导致振动突然增大，不仅不能进行正常的生产发电，还造成了发电机风挡磨损，破坏了发电机转子的一阶平衡，威胁到机组的安全运行。因此，在今后的检修过程中一定要注重轴瓦相关参数的变化，保证检修质量，防止油膜振荡的再次出现。武钢自备电厂1号汽轮机消除振动超标的方法介绍摘要简要说明了东方汽轮机厂D29-1型200MW汽轮机结构,从制造及安装的角度介绍了消除振动超标的4种方法。关键词汽轮机振动超标对策1前言武钢自备电厂一期工程安装两台东方汽轮机厂生产的D29-1型200MW汽轮机。1号机于1996年11月8日首次启动成功,1996年12月6日并网发电,1997年6月19日完成“72+24”h满负荷试运

26、。机组运行状况良好,各项指标优异,其中瓦振最大23m,轴振最大66.87m,低于电力行业瓦振30m、轴振76m优良的标准。D29-1型机组是东汽厂在原三缸三排汽200MW机组基础上优化设计而成,电厂1号机是该系列的第9台。型号为N200-12.7(130)/535/535-5型超高压中间再热三缸二排汽凝汽式汽轮机,高中压转子为4支点,低压缸采用双层汽缸,采用双排汽,末叶片高度800mm,低压缸通流进行了优化设计,内效率比原三排汽方案提高约5%，整机效率提高2%以上。汽轮发电机组轴系由高、中、低压转子,发电机转子和励磁机转子组成。共12个轴承,其中1号4号为三油楔轴承(3号为联合轴承),5号8号

27、为椭园轴承,9号12号为园筒轴承。转子之间除中、低压转子间用半挠性联轴器外,其余均采用刚性联接。见图1。图1200MW汽轮机组轴承位置图图2轴承位置图图3找中心示意图从东汽厂生产的前8台同类机组投运情况看,全都要在试运现场搞汽缸加固、做动平衡、甚至揭盖处理后方能消除振动超标问题 。自备电厂1号机一次冲转成功,且振动之小,创造了同类机组全国最好水平。2消除机组振动超标的方法2.1提前进行转子高速动平衡工作在设备选型及签谈监造协议之初,使用方就参与同类机组黄石电厂及黄桷庄电厂的振动消缺工作,同时收集同类型其它电厂的试运资料，进行综合分析。从这些电厂的情况看,高速动平衡对消除振动超标有很大作用。当时

28、,1号机制造厂已排产,在与东汽厂谈监造协议时,坚持要做高速动平衡。按厂标规定出厂前只做低速动平衡,我方便把3根转子的高速平衡试验列为增订项目。东汽厂的产试室是新建的,没有加温设备,即高、中压转子超速3360rpm的平衡试验不能做,加上是第一次做,技术不是很完善。针对这种缺憾,我方要求兼顾临界转速、额定转速两种状态,提高验收标准,将振动速度控制在1.5mm/s以内。见表1、表2。表1汽轮机转子高速动平衡记录单位高压转子中压转子低压转子1号支承2号支承3号支承4号支承5号支承6号支承工作转速下振动mm/s0.511.451.070.681.080.65工作转速下允许振动mm/s2800280028

29、00配重位置重量g3574103102581758871285837310102相位度342.97.33261463501425429695200转子标识总重量kg67001300033800工作转速rpm300030003000试验转速rpm300030003000平衡标准ISO5343试验机德国SCHENCK公司DH90系统测振仪表M482注:低压转子超速试验3360rpm,2min平衡槽位置:第12级叶轮;调节级叶轮;第1级叶轮;第12级叶轮;波纹节处轮盘;正5级叶轮;反5级叶轮;正向中间套筒;反向中间套筒;电机侧靠背轮;汽机侧靠背轮 表2发电机转子动平衡记录转速(r/min)7号支承8

30、号支承水平垂直轴向水平垂直轴向30000.0210.0110.0100.0230.0120.016注:(1)主励磁机、副励磁机转子做1000rpm低速动平衡(2)发电机转子超速3600rpm,2min转子绕组温度100 3进行低压外缸加固工作D29系列的前8台机组都存在5号、6号轴承振动超标问题,经频谱分析发现,5号、6号轴承振动性质以工频为主,而无高、低频振动,这样排除油膜、摩擦振动等因素。振动频谱属二阶不平衡引起,这就要求增加低压缸的刚度,减少击振力。在现场是这样加固的:低压外缸前部及后部台板增设封板。尺寸6502300、6502500、25/Q235-A钢板;低压外缸下半前后轴承座加撑管

31、。尺寸8-16816、4-13310,接管两端分别与下方梁、轴承座焊牢,并保持在同一直线上,最后焊套管时应左右同时进行或交叉施焊;低压外缸下半前后轴承座原撑板增设补强板;低压外缸下半前后轴承座锥体内侧加三角形助板。尺寸30030030;低压外缸上半前后轴承座锥体外侧补增辐射筋;侧板加强。加固时,严格控制焊接工艺。用百分表监视中分面和台板变形,最终变形仅为0.02mm(要求0.03mm),用百分表监测轴承洼窝处水平法兰横向和垂直向变形,最终变形为0.03mm(要求0.05mm)。4做好汽缸的负荷分配工作机组安装时不仅要保证汽缸、轴承座和台板结合面无间隙,还要将汽缸的重量合理的分配到各个台板的承力

32、面上去。按东汽厂主机证明书要求,3缸要在现场重新分配负荷。高中压缸可用测力计法或垂弧法,低压缸用测力计法。由于订货时的疏忽,东汽厂没有配供测力计,安装时施工单位不同意做负荷分配。根据以往的经验及该机型5号、6号轴承振动过大的现状,我方同制造厂取得一致意见,坚持要做负荷分配。后来,我们把黄石电厂一套旧的弹簧式测力计借来,重新设计,加工改装后用到了低压缸负荷分配上,效果很好,汽缸水平也满足设计要求。见表3、表4。表3高、中压缸负荷分配记录单位mm高压汽缸猫爪中压汽缸猫爪百分表号12345678电厂安装0.950.890.840.841.701.742.322.34注:高、中压缸采用垂弧法,要求左右两猫爪垂弧差0.05 表4低压缸负荷分配记录