汽轮发电机组轴承顶部轴向振动超标分析

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：N50－8．83／535－Ⅱ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0．2～0．22mm，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0．04～0．06mm波动，所以一直运行至2002年10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0．089mm；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0．012mm，均大于0．005mm，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不变。（4）大轴顶起0．45mm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0．35mm、0．40mm、1．50mm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0．05mm的垫片换成0．10mm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。①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。②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0．03mm，下瓦底球面垫铁未受力时有0．08mm的间隙，两侧垫铁0．02mm塞尺塞不进，综合考虑下垫铁间隙及轴下沉值，决定在下垫铁内加0．03mm垫片，复装后大轴表值下沉0．01mm。（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50MW机组3摘要：详细分析了某电厂50MW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、3000r/min存在共振以及发电机存在较大的热关键词：50MW某电厂50MW机组是由原东德贝曼-保西工厂于1962年生产的50MW凝汽式汽轮发电机组，机组轴系结构简图见图1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3000r/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3000r/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3000r/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1大修后机组于2002年7月29日第一次开机，当机组升速至2750r/min时，3号轴承振动已达129μm，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2750r/min时，3号轴承振动更大达到了140μm，第二次开机过程机组的原始振动见表1。2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。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3000r/min时轴承的振动存在一个急剧增加过程，故机组在接近3000r/min由于3号轴承在3000r/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33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2750r/min时3号轴承的振动已接近150μm(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1kg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2750r/min时为30μm左右，到3000r/min时仍达到了130μm(见表2中序号2)。由于在3000r/min时机组的振动还比较大，于是进行加重处理，在加重503g∠280°(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60μm，为了观察轴承振动的变化情况，机组在3000r/min空转情况运行近两小时，3号轴承的振动变化到接近80μm，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3000r/min时较小，带负荷后振动逐渐增大，最后接近90μm，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3000r/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3000r/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3000r/min长时间空转，所以空根据上述思路，于是决定再次调整试加重，本次试加重为503g∠215°，试加重后的效果见表2中序号6，正如事先预见的一样，在3000r/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64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1)机组在3000r/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。3)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11MW正常运行时振动突然增大，＃2瓦垂直振动60μm，＃3瓦垂直振动达160μm，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12MW，振动再次突然增大，＃1瓦垂直振动52μm，＃2瓦垂直振动100μm，＃3瓦垂直振动160μm，＃4瓦垂直振动31μm，打闸停机。29日下午再次冲车，当转速升至2900r/min时振动增大，＃2瓦垂直振动100μm，＃3瓦垂直振动140μm，＃4瓦垂直振动80μm，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21机组2次突发性振动均发生在带负荷20h左右的时间段内，振动发生前无任何先兆，瞬间振动加剧，＃2、＃3瓦垂直振动均超过100μm。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20h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100～300μm，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200mm，轴颈直径200mm，长颈比为1∶1；＃3瓦顶隙40μm，为2‰轴颈，侧隙在15～20μm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