汽輪機軸承自位典型案例探討

郭康

摘要：針對某電廠#4機組#1軸承運行期間出現(xiàn)振動波動異常問題，該文列舉異常現(xiàn)象和分析過程，通過排除確定該異常因軸承自位能力差引起，繼而通過排查最終發(fā)現(xiàn)大機潤滑油顆粒度較差。加裝濾油機持續(xù)濾油合格后，#4機組#1軸承振動恢復正常，#1軸承振動高低負荷均穩(wěn)定在50μm左右。

關(guān)鍵詞：自位性;顆粒度;機組振動;筒形瓦

0? 引言

隨著汽輪機技術(shù)水平的不斷發(fā)展，超（超）臨界汽輪發(fā)電機組已經(jīng)發(fā)展為我國主力機組，而且汽輪機逐漸向大容量、高參數(shù)、多缸發(fā)展。隨著汽輪機容量的不斷提高，大型汽輪發(fā)電機轉(zhuǎn)子也對其支持軸承穩(wěn)定性提出了更高的要求?，F(xiàn)今大機組支持軸承通常采用可傾瓦、筒形瓦、橢圓瓦等結(jié)構(gòu)，各類瓦也各有利弊，可傾瓦的瓦塊較小，自位性強，穩(wěn)定性也好，但載荷一般相對較小;而筒形瓦和橢圓瓦一般通過下瓦背部的軸瓦墊塊來承力，軸瓦墊塊與軸承座通過球面結(jié)合，軸瓦通過其相對滑動而達到自位的目的，該類軸承的自位能力相對可傾瓦差，但勝在穩(wěn)定性好、荷重大。各類瓦塊的自位能力影響因素較多，通常與軸承的加工及安裝、潤滑油系統(tǒng)清潔度、轉(zhuǎn)子重量引起軸承座變形、凝汽器真空引起軸承座變形、低壓缸溫度變化引起缸體變形等有關(guān)[1]。

該文以某電廠#4機組#1軸承運行期間軸承振動大現(xiàn)象著手，通過調(diào)取參數(shù)對比、查找規(guī)律并分析，確定出振動大原因。并根據(jù)該原因進行源頭排查，最終解決困擾現(xiàn)場機組振動大的異常。

1? 基本現(xiàn)象

1.1 基本情況

某公司#4機組為660MW超超臨界二次再熱機組，單軸、雙背壓、五缸四排汽凝汽式機組，其#1瓦為筒形瓦結(jié)構(gòu)。#4機運行中發(fā)現(xiàn)，#1軸承相對振動較大（129μm左右），振動隨負荷上升而上升，但一般至400-450MW負荷左右時，振動突降至55μm左右。就地TDM監(jiān)測系統(tǒng)調(diào)查歷時趨勢發(fā)現(xiàn)，#1瓦基頻分量大，高倍頻分量及低倍頻分量均小忽略不計，軸心軌跡圖高低負荷軌跡均明顯偏離正常曲線。

1.2 曲線對比

①2019年12月29日 13：12左右曲線（紅色為#1軸承振動），振動最大至95μm左右（圖1）;

②2020年01月27日 05：30左右連續(xù)加負荷期間曲線。曲線中#1瓦最大129.3μm，#2瓦振動最大至102.8μm（圖2）;

③2020年02月02日 16：57左右負荷在450MW附近波動期間曲線，曲線中#1瓦振動擺動較大（圖3）。

通過以上曲線，可大致判斷#1瓦振動較大，且隨時間推移振動趨勢越差。振動隨負荷明顯有上升趨勢，但在加負荷至400-450MW后，振動明顯好轉(zhuǎn)，甚至表現(xiàn)出突降趨勢。

1.3 軸心軌跡圖

圖4左側(cè)為高負荷#1軸承振動較小期間軸心軌跡圖，軸心軌跡顯示圖形不規(guī)則，局部呈現(xiàn)8字形狀，且軌跡重復性較差，無鋸齒狀棱角，頻譜顯示主要為1倍頻分量，無半倍頻分量，高倍頻分量較小忽略不計;圖4右側(cè)為低負荷#1軸承振動較大期間軸心軌跡圖，軌跡圖呈現(xiàn)扁平狀不規(guī)則香蕉樣式曲線，軌跡重復性較高負荷稍好，無鋸齒狀棱角，頻譜顯示主要為1倍頻分量，無半倍頻分量，高倍頻分量較小忽略不計。

2? 原因分析

因#1軸承大振動發(fā)生在機組正常運行期間，#1軸承處潤滑油壓正常，振動逐步變差。因此針對#1瓦軸承振動大，主要討論以下幾種可能原因：汽流激振、近期軸封系統(tǒng)異動、軸瓦碰磨、油膜振蕩、軸瓦自位性差。

2.1 汽流激振

因近期有修改滑壓曲線邏輯異動，因此在分析振動大前期重點考慮此可能。#4機為提高機組運行經(jīng)濟性，根據(jù)停機前試驗修改機組滑壓曲線。修改后低負荷壓力較以前低，因此本次開機后出現(xiàn)同負荷調(diào)門較以前開度大，主汽流量稍大，補汽閥動作頻繁現(xiàn)象。相同負荷主汽流量發(fā)生變化，轉(zhuǎn)子在#1瓦中位置可能發(fā)生變化，有導致振動大的可能[4]。汽流激振一般具有以下特點：①具有明顯低倍頻分量，但低頻成分是否出現(xiàn)與軸承的阻尼以及油膜是否有附加激振作用有關(guān);②振動與負荷密切相關(guān)，且存在“門檻”負荷，振動最大一般最高負荷或接近最高負荷;③低負荷一般不會出現(xiàn)振動大情形;④軸心軌跡圖一般為圓形或接近圓形;⑤具有良好的負荷再現(xiàn)性[3]。

根據(jù)以上特點，本次#1軸承振動與負荷有關(guān)聯(lián)，振動450MW以上后明顯下降，且具有良好的負荷再現(xiàn)性。但根據(jù)軸心軌跡圖可以發(fā)現(xiàn)，#1軸承未發(fā)現(xiàn)較大低頻分量，軸心軌跡圖不規(guī)則，且低負荷#1軸承仍存在振動大情況。另外，通過圖1可以發(fā)現(xiàn)，在修改滑壓曲線前，#1瓦振動也有類似異常情況，只是程度較輕，因此考慮排除汽流激振可能。

2.2 近期軸封系統(tǒng)異動

近期為解決軸封電解熱長期頻繁大電流啟停隱患，將#4機二次冷再至輔汽聯(lián)箱減溫器后溫度提高至385℃，同時內(nèi)部邏輯強制軸封供汽調(diào)閥開度最小為15%開度，確保軸封系統(tǒng)通汽且維持輔汽聯(lián)箱溫度，實現(xiàn)了軸封電加熱少啟動。

本次開機軸封供汽調(diào)閥最小開度有異動，且最小調(diào)閥最小開度修改后發(fā)現(xiàn)了振動大，時間上存在連貫性，同時軸封系統(tǒng)異動與主機存在合理邏輯性，因此強制軸封供汽調(diào)門至15%開度導致振動大存在可能。通過表1對比分析如下：

通過表1前三欄可以發(fā)現(xiàn)，停機前、開機后、開機后軸封供汽調(diào)閥低限改至5%后，軸承振動最大均為450MW左右，且在該負荷后振動呈現(xiàn)緩慢或突變向下趨勢，具體趨勢見圖1至圖3。

另外通過表1發(fā)現(xiàn)軸封供汽調(diào)閥限15%期間，#1軸承振動最大，似乎可以判斷軸封供汽調(diào)閥低限對#1軸承振動產(chǎn)生影響。因此調(diào)取參數(shù)列入第四、第五欄，發(fā)現(xiàn)負荷相同時，軸封供汽低限分別為15%和5%，#1軸承振動均達到了129μm，因此可以判斷軸封供汽調(diào)閥低限改至15%不是導致#1軸承振動大的根本原因，這從本次調(diào)停前#1軸承振動也一直偏大可以佐證。

2.3 軸瓦碰磨

軸瓦碰磨一般具有以下特點：①就地能聽到異音;②軸承溫度有上升趨勢;③據(jù)碰磨類型不同，頻譜特征較豐富，低倍頻、單倍頻、多倍頻均有可能;④若為整周碰磨故障，軸心軌跡呈圓形或橢圓形，且比較紊亂;⑤若為單點局部碰磨故障，軸心軌跡呈內(nèi)“8字形”;⑥若為多點局部碰磨故障，軸心軌跡呈現(xiàn)明顯鋸齒狀棱角[5]。

#1軸承振動大期間，就地未發(fā)現(xiàn)明顯摩擦異音，且DCS上#1軸承振動大期間軸承溫度無明顯變化。另外，圖4高低負荷軸心軌跡圖不規(guī)則且無鋸齒狀棱角，因此#1軸承振動不考慮軸瓦碰磨情形。

2.4 軸承自位性差

軸承自位性差一般具有以下特點：①軸承振動隨軸承受力變化而變化，受力變大到一定值后自位能力恢復;②軸承振動可能存在突升突降現(xiàn)象;③軸承振動大期間振動頻譜、軸心軌跡表現(xiàn)為軸承不對中特征;④軸承振動以徑向基頻振動為主，振動大期間可能出現(xiàn)2倍頻振動分量;⑤振動大期間，軸心軌跡表現(xiàn)為“月牙形”或“香蕉形”。

#1軸承為筒形瓦，相比可傾瓦自位性要差，#4機組#1軸承振動400-450MW以上振動下降，高負荷時候振動較好，低負荷振動上升，且存在突升突降情況，軸承振動主要為基頻振動，軸心軌跡表現(xiàn)為近似“香蕉形”，符合軸瓦自位特點。

#1軸承運行中不能很好自位時，軸在瓦中受力不一致，產(chǎn)生不平衡導致軸心位置發(fā)生變化引起振動大，當負荷升至一定值后，因#1瓦受不同負荷進汽影響，加之振動大對軸承自位的有利因素，#1軸承受力克服摩擦阻力可能會導致瓦瞬間或緩慢自位，使振動恢復正常。

3? 問題解決

根據(jù)軸承自位原理，瓦體與瓦套的球面配合力矩M（M=F·μ·r）與軸承瓦體受力、球面接觸摩擦因素μ和球面半徑r成正比[2]。機組運行過程中，球面半徑不會有變化，解決軸承自位差只能從軸承瓦體受力和球面摩擦因素著手。瓦體受力方面，因滑壓曲線近期調(diào)整，現(xiàn)場通過調(diào)節(jié)滑壓偏置恢復之前壓力參數(shù)試驗，振動趨勢無太大變化。球面摩擦方面，振動出現(xiàn)異常后立即著手化驗大機潤滑油清潔度，發(fā)現(xiàn)潤滑油顆粒度超標，化驗數(shù)據(jù)顯示12級。因前期大機潤滑油自帶濾油機一直連續(xù)投運中，立即加裝臨時濾油機濾油，并檢查處理大機潤滑油自帶濾油機問題。通過連續(xù)濾油，#4機#1軸承振動逐漸恢復正常，通過40-100%負荷連續(xù)多次觀察，#1軸承振動穩(wěn)定在50μm左右，機組#1軸承振動問題解決。

4? 結(jié)束語

軸承振動大的影響因素很多，軸承自位能力差只是其中一項。該文結(jié)合筒形瓦的自身特點對#1軸承振動大進行原因分析，探討軸承自位的原理和自位能力差特征，找出潤滑油顆粒度差事實并可能伴有滑壓曲線修改帶來的軸承自位不利因素，最終解決#1軸承不能很好的自位致振動大問題。

參考文獻：

[1]謝尉揚.汽輪機軸承自位能力及其影響分析[J].浙江電力，2006（2）：39-41.

[2]魏應強.汽輪機橢圓支持軸承自位能力檢測方法探討[J]. 發(fā)電設(shè)備，2019（3）：205-208.

[3]楊建剛，朱天云，高偉.汽流激振對軸系穩(wěn)定性的影響分析[J].中國電機工程學報，1998，18（1）：9-11.

[4]曹定華，劉栓聯(lián).滑壓曲線存在的問題及解決方法[J].華電技術(shù)，2010，32（3）：11-12.

[5]李錄平，鄒新元，陳薦，唐月清.汽輪發(fā)電機組碰磨故障的典型特征研究[J].振動、測試與診斷，2001，21（4）：281-285.