1 机组概况

某电厂安装2台燃煤发电机组，汽轮机为哈尔滨汽轮机厂有限责任公司生产的CZK330/ 308-16.67/0.4/538/538型330 MW亚临界、一次中间再热、高中压合缸、单轴、两缸两排汽、直接空冷抽汽凝汽式机组。锅炉为上海锅炉厂有限公司生产的亚临界、单汽包自然循环、一次中间再热、四角切向燃烧、固态排渣、全钢架悬吊结构、紧身封闭煤粉锅炉，型号为SG-1176/17.5-M4022。发电机为哈尔滨电机厂生产的QFSN-330-2型330 MW自并励静态励磁发电机，冷却方式为水-氢-氢。DCS系统采用GE能源集团新华控制工程有限公司提供的OC6000E系统。

汽轮机采用高中压缸联合启动方式，启动初期中压主汽阀和高压调节汽阀全开，通过中压调节汽阀和高压主汽阀控制进汽量，转速达到2900 r/min后可以进行阀门切换，切至高压调节汽阀和中压调节汽阀联合控制。

机组轴系由高中压转子、低压转子、发电机转子组成，在线TSI（Turbine Supervisory Instrumentation，汽轮机监视设备）系统为BENTLY公司提供，其中1号—6号轴承配置了x、y方向轴振测点和垂直方向的瓦振测点。TDM（Turbine Diagnose Monitoring，汽轮机诊断）系统由北京华科同安提供。机组轴系结构和支撑情况如图 1所示。

2 故障现象及原因分析 2.1 故障现象

1号机组启动升速至2354 r/min时，2号轴承x向振动值由45.4 μm上升至137 μm，之后回落至正常；转速升至2461 r/min时，2号轴承y向振动由37.7 μm上升至250 μm，导致汽轮机振动保护动作，汽轮机跳闸。在此过程中，2号轴承振动也从10.8 μm上升至14.3 μm。在2号轴承x向、y向振动波动的过程中，相邻1号、3号轴承振动无明显变化。机组升速过程中各轴承振动趋势图如图 2所示。

2.2 原因分析

根据机组振动故障现象，从以下方面进行原因排查。

2.2.1 人为因素

机组启动过程中，如果人员误触传感器接线盒等，将可能引起振动数据异常^[1-2]。为排除该因素，机组进行了第2次启动，转速从2300 r/min开始，并确保就地测点处无人员干扰。但机组振动情况再次出现，转速上升至2354 r/min时，2号轴承x向振动由45.3 μm升至138 μm，之后回落至正常；转速上升至2461 r/min时，2号轴承y向振动由37.9 μm升至250 μm，汽轮机振动保护动作，汽轮机跳闸，因此排除了人为干扰造成的机组振动异常。

2.2.2 汽流扰动

通过强行限制高压主汽阀（TV1和TV2）的开度，只通过中压调节汽阀控制进汽量，从2300 r/min转速开始再次进行冲车。机组振动情况依然与以前相同，因此排除了由高压主汽阀进汽量引起的汽流扰动原因^[3-4]。反之，通过组态强行限制中压调节汽阀（IV1和IV2）开度，只通过高压主汽阀控制进汽量，为防止机组再次跳闸，转速从2300 r/min只升至2400 r/min，但2号轴承x向振动大现象依然存在，因此排除了中压调节汽阀进汽汽流引起的扰动可能。

2.2.3 轴振传感器支架振动

通过汽轮机在线振动监测系统得到振动频谱图，机组2y轴振波德图如图 3所示。结合机组轴系临界转速、轴振传感器支撑情况、机组多次启停振动现象，以及图 2和图 3提示信息，进行以下综合分析。

（1）轴振值为转子上轴振测点与对应位置处轴颈的相对振动，但当轴振测量系统自身发生故障时，会影响轴振测量的准确性。该机组轴振测点支架为机组原有设计基础上临时增设，可能会影响轴振测量的准确性，需根据振动现象进一步分析。

（2）机组高中压转子的一阶临界转速设计值为1569 r/min，低压转子的一阶临界转速设计值为1536 r/min，两转子的设计二阶临界转速均大于3500 r/min。该机组2号轴承轴振出现明显峰值时的转速（2450 r/min）与高中压转子和低压转子设计一阶临界转速相差较大，因此可认为机组2y轴振现象不是由高中压转子或低压转子过临界转速区域引起的。

（3）机组转速在2450 r/min时，2y轴振值出现了明显峰值，相邻测点振动情况也存在微小跟随变化；从峰值形态可以看到2y轴振值爬升和回落均很快，且爬升前和回落后基本无变化；2y轴振出现峰值时所对应的转速区域较窄（小于100 r/min）；机组在多次经过该转速时，2y轴振出现峰值现象的重复性较好；上述现象与动静碰摩的普遍特征有较大区别，但与结构共振的普遍特征存在较多相似之处^[5]。

（4）从图 3可以看到，机组2y轴振达到峰值时通频值为243 μm，但基频值仅为28.5 μm，二倍频值为210 μm，可以看出引起2y轴振大的主要原因可能为2y轴振传感器支架结构刚度不足，支架在该转速下发生了结构共振，导致安装于支架上的2y轴振测试值出现明显峰值，但该值不是转子真实振动状态的反映。

由于转动机械的振动特性与转速有密切关系^[6]，分析认为1号机组振动故障的主要原因可能为轴振传感器支架刚度不够，引起支架与转子发生结构共振，并导致跳机。

2.2.4 轴承磨损

调取几次冲车过程的DCS曲线，对1号—3号轴承振动和轴振以及转速进行分析，发现在2号轴承振动达到跳机值时，相邻的1号、3号轴振和轴承振动都有较明显的变化，表明2y轴振问题不单由轴振测点支架结构刚度不足引起，可能同时存在轴承磨损情况，导致在某个转速下油膜稳定性被破坏，转子失稳造成轴振动增加^[7]。

经分析决定对2y轴振测点支架结构刚度进行计算分析，联系设备厂家对支架进行加固处理，同时对机组各轴承进行解体检查。

3 故障处理 3.1 轴承修复

停机后对2号—4号轴承进行解体检查，发现轴承均存在不同程度的磨损，尤其是3号轴承最严重（磨损情况见图 4）。随后检修人员对磨损的轴承进行了修复处理。

3.2 振动测点支架加固

停机期间，对机组振动传感器支架进行了优化和加固，加固前、后振动传感器支架结构如图 5所示，加固后的安装情况见图 6。

为了解支架固有频率与汽轮机转速之间的关系，采用数值模拟方法对振动传感器支架进行了分析^[8]。利用ANSYS结构动力学软件对振动传感器支架的振型和振动频率进行模拟研究，得到加固前、加固后振动传感器支架的振型及振动频率，表 1所示为振动传感器支架振动频率，图 7为振动传感器支架一阶振型。

由表 1、图 7可知，加固前支架的一阶振型为轴向摆振，振动频率为44.177 Hz，该频率与汽轮机升速时保护动作频率41.02 Hz接近，因此引发了共振，造成支架发生强烈振动，振幅超过保护定值（250 μm）时机组跳机保护动作。

分析发现加固前支架的一阶固有频率低是由支架刚度不足引起的。

由表 1可见，加固后支架的固有频率显著提高，并且避开了汽轮机工作频率50 Hz及其倍频，消除了振动传感器支架发生共振的可能。经过处理后，汽轮机组再次启动时，升速过程平稳，再未发生振动异常现象，振动处理效果良好。

4 结语

汽轮发电机组发生异常振动问题时，应结合机组运行情况和振动现象进行综合分析，确认导致振动故障的准确原因并及时进行处理，以保障机组的安全稳定运行^[9-10]。本文对某汽轮机组启动过程中振动故障的分析处理方法，可供存在类似问题的机组借鉴。