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摘 要 对九江发电厂3#汽轮机组小修后第一次整体启动中，在机组转速为1850r/min进行第二次暖机时1～5号轴承振动大的原因进行分析，采取相应的处理措施，解决了问题。
关键词 汽轮机组 轴承 振动
中图分类号 TK249.3 文献标识码 B
九江发电厂3#机组是哈尔滨汽轮机厂制造的N210-130/535/535超高压、中间再热、只缸二排汽凝汽式汽轮机，于1991年11月投产运行。机组支承系统共有10个轴承，全部采用圆筒瓦，轴系支承系统及连接情况见图1。它是由高压缸、中压缸、低压缸、发电机、励磁机的共5根转子和10个支承轴承构成，中、低压缸转子采用半挠性联轴器联接，其余是刚性联轴器联接，推力瓦在2、3瓦之间。
1．问题提出
2006年3月厂3#机组小修后第一次整体启动，冲转至1000r/min进行第一次暖机时振动状态良好，当转速升到1850r/min左右进行进行第二次暖机时，起初1号轴承座振动不大，2号及3号轴承座垂直振动较大均在36μm以上，而后，1～5号轴承座振动都逐渐增大。尤其1号轴承座最为突出，暖机约70s以后其垂直振动迅速增大，由原来的15 μm经过2min后已迅速增加到250μm。其余2～5号各轴承座垂直振动也增大到较高水平，分别为80μm、75μm、43μm、60μm，机组被迫打闸停机。在转速下降到1500r/min后，振动才迅速下降，过临界时各轴承座振动均比升速时大得多。
2．原因分析
引起机组振动的因素较多，为了准确找到机组振动根本原因作如下分析和推断。
由频谱分析得知，起初各轴承座振动频率与转子转速符合，属于普通强迫振动，发生突发性大振动时，1号轴承座振动的频率分量中，低频占很大比重，通频振动为200μm，半频振动为80μm，转频振动为68μm，其余几乎全为低频分量其他各轴承座振动的频率基本都是与转速同步的基频振动。
刚到暖机转速时1号轴承座振动不大，很明显可以排除由于不平衡引起的振动。根据振动的突发性及其频谱特征也可以排除由于动静部件摩擦产生的振动。初步判断为1号轴承座刚度降低产生了轴瓦自激振动，转轴在轴瓦内失稳，发生半速涡动。
由振动理沦可知，在线性系统中，部件上呈现的振幅与作用在该部件上的激振力成正比，与它的刚度成反比，由此可知，轴承座振动幅值变化，主要有两个因素影响：激振力变化和支承系统的刚度变化。引起汽轮发电机组振动有许多激振力，如转子不平衡力，电磁激振力，流体冲击力，转子刚性不对称引起的惯性力等，它们虽然不可能完全被消除，但在一定的运行参数下，这些激振力一般不会突然变化，从试运的情况中也看不出激振力突然增加和不断增大的迹象，因此着重从动刚度方面进行分析，认为在激振力不变的情况下，轴承座振动幅值会随着其启动刚度的降低而增大。
在大多数情况下，轴承对于转子的动力特性有很明显的影响。轴承往往是阻尼的主要来源，因而控制着转子的响应；轴承的刚度和阻尼又影响着转子的临界转速和稳定性。由转子动力学可知，轴承座等效静刚度增加，将导致轴系各阶临界转速卜升，反之，轴承座等效静刚度降低，将导致轴系各阶临界转速下降。
制造厂提供的该机组中压转子临界转速值为2013r/min。由以上分析可知，若1号轴承刚度降低，其振动幅值将会随着增大，再者，将导致轴系各阶临界转速降低，使中压转子的临界转速接近第二次暖机转速1850r/min，促使中压转子轴承座的临近轴承座振动增大。如果1号轴承座的刚度不再降低，各轴承座的振动应该能够稳定在一定水平上而不再增加。然而，1号及各个轴承座的振动继续增大。分析认为，很可能是1号轴承座的刚度又有所降低，这样，既直接引起1号轴承座振动加大，又导致轴系各阶临界转速进一步降低，使其更接近第二次暖机转速，引起中压转子及邻近的各轴承座振动增大，由此，形成恶性循环。致使中压转子临界转速越来越接近暖机转速，以致产生共振，振动幅值被共振放大，使1号轴承座的刚度越来越低，最后导致此处转轴运动失稳，产生半速涡动，1号轴承座振值迅速增大。
由以上分析判断，1号轴承座产生突发性振动，很可能是由于轴承座刚度逐渐降低所致。轴承座刚度包括油膜刚度和轴承座与基础连接刚度以及基础的刚度，因为当时油温油压等没有大的变化，因此认为油膜刚度变化不大，而基础浇注好后在一定条件下其刚度一般不会有大的变化，因而推断为可能是1号轴承座连接刚度逐渐降低。出现这种情况，或是由于轴承座与基础连接螺栓松动，或是轴承座本身连接螺栓松动所致。于是建议检查1号轴承座连接情况。经检查轴承座与基础连接螺栓无松动，1号轴承座上瓦盖4个紧固螺钉中有3个松动严重，用手还可拧紧两圈半。由此可推断出振动发生及发展的过程为，1号轴承座上瓦盖螺钉安装时拧紧程度不够，造成其刚度有所下降，低于设计值。这样，一则直接引起其振幅增大，二则导致轴系各阶临界转速值降低，使得中压转子临界转速接近第二次暖机转速，致使中压转子邻近各轴承座振动增大。振动增大造成1号轴承座瓦盖螺钉进一步松动，轴承座刚度降得更低，由此形成恶性循环，最后致使1号轴承座上瓦盖紧固螺钉4个中有3个松动两扣失去紧力，1号轴承座几乎成自由状态，导致转子在轴瓦中运动失稳，振动迅速增长。在这种情况下，如果不采取紧急措施，高压转子将会成为悬臂梁，机组振动变为大甩头振动，将会造成轴断机毁的恶性事故，后果不堪设想由于当时及时提出了振动的报警，并紧急打闸停机，避免了严重事故的发生。1号轴承座上瓦盖螺钉安装时拧紧程度不够，是此次3#机组小修中1号轴承解体检查后组装时留下的隐患，因为在此次小修之前多次启动冲转，并在1850r/min转速进行暖机时从未发生过此类振动问题。此外，机组起动中2～5号各轴承油温油压正常无变化，油膜刚度合格，停机后检查轴承座与基础连接螺栓无松动，轴承座本身各连接螺栓无松动。综合以上分析可知2～5号轴承振动的增大显然是由1号轴承座振动增大所引起。
综上所述，此次振动故障产生的根本原因是因为1号轴承瓦盖紧固螺栓安装紧力不够所致。
3．处理及效果
对1～5号各轴承上下轴瓦乌金进行了全面检查，结果是各个轴承上下轴瓦乌金无磨损，无碎裂缺陷，其他部件均无缺陷。
检查完毕后，组装各轴承，组装中严把了各个工艺环节质量关，特别注意了轴承瓦盖紧固螺栓的安装紧力，尤其是1号轴承瓦盖紧固螺栓的安装紧力，均达到了设计要求。
经处理后，3#机组再次启动冲转，并在1850r/min转速进行暖机时未再出现类似振动问题，且机组从启动冲转至并网带满负荷运行，整个过程中也没有类似问题发生由此可见，轴承瓦盖紧固螺钉必须严格按设计要求进行安装，这很重要，否则将可能产生严重后果，造成重大损失检修中必须严格、认真，做到一丝不苟，防微杜渐。
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