660 MW 超超臨界機組1 號軸承異常振動研究及處理

史勇，劉先航，劉云杰

（淮北申皖發電有限公司，安徽 淮北，235000）

1 機組概況

某公司1 號機組為引進型超超臨界、一次中間再熱、四缸四排氣、單軸、雙背壓、凝汽式汽輪機。額定功率：660 MW，額定主蒸汽壓力：27.0 MPa（a），額定主蒸汽溫度：600 ℃，工作轉速：3 000 r/min，旋轉方向：順時針（從汽輪機向發電機看）。發電機為水－氫－氫冷卻、靜態勵磁汽輪發電機。冷卻方式為定子線圈水冷、定子鐵芯、轉子繞組氫冷。機組支撐系統示意圖如圖1 所示。

圖1 機組支撐系統示意圖

2 機組異常振動起始

2021 年4 月12 日12 時38 分，1# 機組正常運行，機組負荷490 MW，主蒸汽壓力20.466 MPa，主蒸汽溫度598.457 ℃，高調門1A/1B 開度36.9%/36.7%，1# 瓦1Y 向軸振逐步增大，振動最大值為122.1 μm，此時1X 向軸振44.5 μm，瓦振值0.6 mm/s，隨后機組負荷保持490 MW 運行，1Y 向軸振在80～100 μm 波動，夜間機組負荷降至360 MW，1Y 向軸振在20～30 μm 波動；4 月12～25 日機組調停前，機組負荷在350 MW 低負荷階段和630 MW 高負荷階段，1Y 向軸振均在20～30 μm 波動，升負荷階段振動爬升較快，500 MW 左右負荷階段，1Y 向軸振相在120～160 μm 波動，振動瞬間值最大達到過183 μm。

2021 年4 月12 日14 時至14 日10 時，對1號機組高壓轉子1 號、2 號瓦軸振數據進行了連續采集。其X、Y 向軸振趨勢如圖2、圖3 所示。

圖2 1# 瓦X、Y 向軸振趨勢圖

圖3 2# 瓦X、Y 向軸振趨勢圖

由圖2、圖3 可以看出，1 號、2 號瓦軸振均存在明顯變化，變化規律性一致。振動數據經頻譜分析其振動主要以1X 倍頻振動分量為主，振動性質屬于強迫振動。

機組高負荷、低負荷及600 MW 以上負荷1號、2 號瓦軸心軌跡圖如圖4 所示。

圖4 1#2# 瓦側軸心軌跡圖

由圖4 可以看出，在高參數的汽流力作用下，高壓轉子在軸心位置發生了較為明顯的變化：1 號瓦從汽機向發電機看左右位移約為50 μm，上下位移約為50 μm；2 號瓦從汽機向發電機看左右位移約為90 μm，上下位移約為40 μm。測試數據反映，3 號、4 號瓦軸心軌跡穩定不隨負荷變化。

3 振動原因分析

系統對1Y 向軸振變化過程進行分解，如圖5所示，可分為6 個階段。

圖5 1Y 向軸振變化曲線

（1）降負荷后振動降低過程；

（2）低負荷振動穩定工況；

（3）升負荷后振動增加過程；

（4）高負荷振動波動工況；

（5）升負荷至600 MW 以上振動增加后降低；

（6）600 MW 以上振動穩定工況。

經分析認為，機組負荷變化過程轉子的相對軸心位置發生變化，1 號瓦側油擋或軸封處出現輕微動靜碰摩，是造成1 號瓦軸振變化大的主要原因[1]。同時不排除1 號瓦存在支撐系統剛度薄弱的可能。

4 軸承解體檢查

4.1 軸承解體情況

（1）解體時發現：上瓦調端烏金有磨損，磨損區域尺寸：130 mm×30 mm；下瓦電端有磨損，磨損區域尺寸170 mm×62 mm。該軸承承載采用下部支撐方式，穩定性不高，一旦出現軸承振動異常，將引起軸承位移，軸瓦很難自動恢復原位。從該軸承上下瓦磨損的部位及軸瓦頂隙調端偏小，電端偏大，說明軸瓦存在傾斜現象（軸承向調端傾斜），這也是軸瓦上瓦磨損的原因，從而也證明了其穩定性較差[2]。

（2）軸承支架與軸瓦接觸面不均勻，存在輕微腐蝕。

經測量檢查發現：下軸承水平方向兩側的插片間隙解體測量均為0.09 mm，標準為0.01～0.03 mm，超標，這也是導致軸承運行時產生振動及位移的一個因素；同時，解體時發現該軸承上下油擋均積碳嚴重。

4.2 高壓缸端部軸封間隙檢查情況

用塞尺測量高壓缸調端最外道及次外道端部汽封發現，上部汽封間隙小于設計值（這兩道軸封為平齒汽封），特別是頂部90°度范圍內0.05 mm的塞尺不入，動靜間隙為0 mm，說明高壓缸前部下沉，端部汽封上部抱死，碰摩，運行中出現動靜摩擦。其原因為貓爪滑動墊片材質為黃銅，材質較軟，機組在多次啟停汽缸滑動導致該墊片磨損所致，如圖6 所示。

圖6 高壓缸勵端端部汽封A 排數據

5 缺陷處理

5.1 1 號軸瓦處理情況

（1）對上下瓦烏金進行著色及超聲波探傷，未發現異常。

（2）對上下瓦烏金磨損處進行刮瓦修復。

（3）對軸承支架腐蝕處進行研磨處理[3]，研磨后對軸承帶球面墊片與軸承支架之間的接觸面進行涂紅丹檢查，接觸面可達70%～80%，但接觸輪廓分布不均，因檢修時間所限，未進一步處理。

（4）將1 號瓦抬高0.10 mm，增加瓦載荷，有利于軸承的穩定。

（5）軸瓦回裝時將兩側插板間隙調整為0.01 mm、0.03 mm，將軸瓦擺正、放平后，軸瓦的側隙、頂隙在設計范圍內；考慮到該軸承穩定性較差，軸承的防跳間隙調整為0.14 mm，小于實際值，如圖7 所示。

圖7 調端端部汽封間隙調整后測量

（6）對油檔積碳徹底清理并刮尖油封齒。

5.2 高壓缸處理措施

通過高壓缸碰缸試驗，調整高壓缸前端貓爪墊片，A 排加墊片0.60 mm，B 排加墊片0.70 mm，使高壓缸調端軸封間隙基本符合設計要求[4]，如圖8 所示。

圖8 調端端部汽封間隙調整后測量

6 效果及結語

1 號機組啟動并網運行后，在320～660 MW 負荷段下，1 號軸承1Y 向軸振最大19.4 μm，1X 向軸振最大25.2 μm，軸振復合值最大14.4 μm，1號軸承振動總體優良，設備隱患圓滿消除。另外在日常工作中，要做到：（1）機組運行期間加強振動監視，做好劣化趨勢分析；（2）加強1 號－7 號瓦頂軸油模塊運行狀態監視及巡檢力度，記錄頂軸油壓、進油溫度；（3）利用機組調停檢修機會，定期對主機各軸瓦油擋積碳情況及油擋間隙進行檢查調整、測量高中低壓缸端部汽封間隙并做好記錄[5]；（4）根據各軸瓦劣化趨勢分析情況，定期對各個軸瓦進行全面翻瓦檢查，重點測量檢查軸承蓋防跳間隙、插片間隙、軸瓦頂隙、側隙等數值是否偏離設計值，必要時對軸瓦下瓦枕與軸承座接觸情況進行檢查；（5）利用機組計劃性檢修機會，做好汽缸碰缸及負荷分配試驗，確保轉子與汽缸的相對位置符合相關技術要求[6]；對滑銷系統墊片間隙及磨損情況進行檢查，確保汽缸膨脹均勻不受阻；（7）高壓缸處于中心后，軸封漏氣量基本降低到零，節約了大量能源。