發(fā)電機轉子部件松動故障診斷及處理

劉 彰，魏繼龍

(1湖南華菱湘潭鋼鐵有限公司，湖南湘潭 411101;2國網(wǎng)湖南省電力有限公司電力科學研究院，湖南長沙 410007）

1 機組概況

某廠4#發(fā)電機組汽輪機型號為N25-3.43-10，配套發(fā)電機型號為QFW-30-2C。汽輪機轉子臨界轉速設計值為1690 r/min，汽輪機轉子與發(fā)電機轉子采用剛性對輪連接，軸系尾部外伸端帶有同軸勵磁機，1#軸瓦在前箱內，2#軸瓦坐落在排汽缸上，3#、4#軸承為落地式結構，軸系結構如圖1示。

圖1 25 MW機組軸系結構示意圖

2 測點布置

機組1#～4#軸承垂直方向永久安裝的9200 型振動傳感器信號輸出到控制室儀表柜，并進入DCS 系統(tǒng)實時顯示振動數(shù)據(jù)。為分析發(fā)電機軸承異常振動，在3#、4#軸承垂直和水平方向及4#軸承軸向臨時安裝9200 型振動傳感器測量發(fā)電機軸承振動，4#軸承內側安裝的光電傳感器與軸上粘貼的反光片配合測量機組轉速和振動相位。發(fā)電機軸承振動信號及鍵相位信號都接入SK4432 振動分析儀進行測量、分析及存儲處理。

3 發(fā)電機異常振動及現(xiàn)場動平衡

3.1 開機帶負荷過程發(fā)電機振動情況

2013 年9 月發(fā)現(xiàn)4#發(fā)電機組振動較大，2013 年10 月18 日冷態(tài)開機升速過程中，通過臨界轉速（1490 r/min）時發(fā)電機3#、4#軸承垂直振動最大47 μm，額定轉速時3#、4#軸承垂直振動為50 μm、17 μm，4#軸承座頂部軸向振動264 μm。

2014 年1 月14 日4#發(fā)電機組再次冷態(tài)開機（鑒相左側150°），升速過程通過發(fā)電機臨界轉速時（1500 r/min）3#、4#軸承垂直振動為38μm（工頻33 μm/44°）、36 μm（工頻32 μm/38°），額定轉速時3#、4#軸承垂直振動為43 μm（工頻39 μm/327°）、27 μm（工頻24 μm/157°），4#軸承座頂部軸向振動174 μm。升速過程汽輪機、發(fā)電機軸承振動伯德圖見圖2、圖3所示。

圖2 冷態(tài)開機汽輪機軸承振動伯德圖

圖3 冷態(tài)開機發(fā)電機軸承座振動伯德圖

從圖2、圖3 可以看出，4#發(fā)電機組升速過程中，當轉速從2811 r/min 升至2820 r/min，轉速僅僅增加了9 r/min，1#瓦振從10 μm（工頻8 μm/112°）突增到15 μm（工頻13 μm/114°），2#瓦振從32 μm（工頻27 μm/289°）突增到48 μm（工頻40 μm/285°），3#瓦振從18 μm（工頻14 μm/315°）突增到23 μm（工頻20 μm/308°），4#瓦振變化較小，其中2#瓦振變化最大。

2014 年1 月14 日15：52 定速3000 r/min，16：01并網(wǎng)帶負荷，16：33最高負荷10.3M W，16：39開始降負荷，16：48 負荷到0，16：52 打閘停機。從帶負荷過程振動變化曲線看（圖4），并網(wǎng)瞬間1#～3#軸承振動降低，帶初負荷幾分鐘后振動又恢復正常，振動幅值和相位都同時變化，4#軸承振動相對穩(wěn)定。

根據(jù)機組振動變化情況，決定檢查對輪螺栓緊力、對輪同心度，檢查4#瓦球面接觸，要求4#瓦球面與瓦蓋之間緊力取下限值。檢修時由于對輪下張口較大，4#軸承座沒有調整余量，4#軸承座底部刨去2 mm，檢查調整2#、3#、4#瓦間隙和緊力，為調整發(fā)電機磁力中心，定子向后移動了3 mm。

圖4 帶負荷機組振動變化曲線

3.2 檢修后發(fā)電機振動及現(xiàn)場動平衡

檢修完成后，2014 年1 月27 日開機，升速過程中發(fā)電機臨界轉速下軸承振動小于40 μm，額定轉速時發(fā)電機垂直、水平最大振動68 μm，4#軸承座頂部軸向振動最大330 μm，具體數(shù)據(jù)見表1 和圖5。從圖5 可以看出，轉速升至2762 r/min 以后，4#軸承座軸向振動急劇增加。

表1 高轉速下發(fā)電機軸承振動原始值 μm/°

圖5 檢修后開機發(fā)電機軸承振動伯德圖

由于發(fā)電機軸承振動較大，決定進行現(xiàn)場動平衡。通過在發(fā)電機轉子兩端風扇環(huán)試加平衡配重塊，最后在3#、4#瓦側平衡槽分別加重292 g（共14個平衡塊）。升速過程發(fā)電機臨界轉速軸承振動最大47 μm，額定轉速下發(fā)電機軸承垂直、水平振動最大27 μm，4#軸承座軸向振動降低到62 μm，轉速2780 r/min 以后4#軸承座軸向振動仍然迅速增加，振動特性并沒有改變，具體數(shù)據(jù)見表2、圖6。

表2 動平衡后高轉速下發(fā)電機軸承振動值 μm/°

圖6 動平衡后發(fā)電機軸承振動伯德圖

3.3 動平衡后發(fā)電機振動變化

發(fā)電機轉子現(xiàn)場動平衡結束以后，鉚固平衡塊、裝復發(fā)電機定子端部小端蓋，1 月29 日共開機3次，前兩次開機額定轉速時3#軸承垂直振動約70 μm，調整3#瓦側發(fā)電機風檔間隙，第三次開機額定轉速下3#軸承垂直振動仍然達60 μm。2 月7 日測量對輪同心度合格（0.04 mm），拆下發(fā)電機兩端小端蓋，檢查所加平衡塊位置正常，恢復到最后一次加重時的狀態(tài)。2月8日再次開機，升速過程中發(fā)電機臨界轉速振動值29 μm，額定轉速下發(fā)電機振動最大值64 μm，4#軸承座軸向振動最大值380 μm，具體數(shù)據(jù)見表3和圖7。

表3 動平衡裝復后高轉速下發(fā)電機振動大 μm/°

圖7 動平衡裝復后發(fā)電機軸承振動（大）伯德圖

可以看出，發(fā)電機3#、4#軸承振動幅值和相位均發(fā)生了較大變化，振幅增加到動平衡前水平，相位與動平衡前比較變化約180°。決定取下1 月27 日現(xiàn)場動平衡所加全部重量，2月8日開機升速過程發(fā)電機臨界轉速振動26 μm，額定轉速下發(fā)電機軸承振動18μm，4#軸承座軸向振動53 μm，具體數(shù)據(jù)見表4和圖8，停機后再次升速到額定轉速發(fā)電機振動居然變小了。

表4 拆下動平衡所加重量發(fā)電機振動很小 μm/°

圖8 拆下動平衡所加重量后發(fā)電機振動（?。┎聢D

3.4 發(fā)電機轉子第二次現(xiàn)場動平衡

2014 年6 月30 日冷態(tài)開機，發(fā)電機轉子臨界轉速下軸承振動最大為37 μm（37 μm/34°），從2873 r/min升速到2884 r/min，轉速僅增加11 r/min,2#瓦振從24 μm 增加到34 μm。額定轉速時發(fā)電機3#、4#軸承垂直振動最大48 μm，4#軸承座軸向振動達358 μm。具體數(shù)據(jù)見表5、圖9。

表5 額定轉速下發(fā)電機軸承振動 μm/°

圖9 發(fā)電機軸承振動伯德圖

在發(fā)電機轉子兩端分別加重量約300 g（共7 個平衡塊），3#瓦側加重位置為110°、4#瓦側為-70°，額定轉速下發(fā)電機3#、4#軸承垂直振動最大32 μm，4#軸承座軸向振動降低到78μm（見表6、圖10)。

表6 第二次動平衡后額定轉速下發(fā)電機軸承振動 μm/°

圖10 第二次動平衡后發(fā)電機軸承振動伯德圖

4 發(fā)電機振動分析

發(fā)電機轉子動平衡過程中出現(xiàn)如此反復實屬罕見，說明動平衡加重以后發(fā)電機轉子又出現(xiàn)了新的不平衡，現(xiàn)場唯一發(fā)現(xiàn)的問題是3#瓦側鋁制風檔間隙小而引起了動靜碰磨，但它不可能產(chǎn)生如此大的振動變化，而支撐剛度和軸系中心也不可能反復變化，最大的疑點就是發(fā)電機轉子端部存在松動部件。

當松動部件歸位時發(fā)電機振動正常，當松動部件移動到其它位置時發(fā)電機振動增大，導致發(fā)電機轉子平衡狀況不穩(wěn)定，這與之前現(xiàn)場技術人員反映的和之后表現(xiàn)出來的每次開機時機組振動不一樣也是基本吻合的。

5 發(fā)電機轉子檢查及處理結果

2018 年11月對4#發(fā)電機組大修，抽出發(fā)電機轉子以后，發(fā)現(xiàn)3#瓦側護環(huán)部位一絕緣墊塊松動。

轉子送到南汽拆掉兩端護環(huán)，發(fā)現(xiàn)多個絕緣墊塊開裂、松動、變形或移位。對端部墊塊進行了塞緊處理，對中間開裂墊塊進行了整體更換，轉子高速動平衡試驗合格，回廠安裝后投入運行，機組振動正常。

6 結論與建議

發(fā)電機轉子絕緣墊塊開裂、松動、變形或移位，對電氣參數(shù)沒有影響，一般只會影響轉子機械性能，在發(fā)電機升降速和負荷調整過程，會引起軸承振動變化，發(fā)生因振動大而非計劃停機事故，現(xiàn)場往往采用在線動平衡的方法來解決，處理時間長且不確定。為了避免類似事件的發(fā)生，建議發(fā)電機轉子進行定期抽芯檢查與檢測。