0 引言

为了提高汽轮机组的热效率，通常采用提高蒸汽参数的方法，由此产生1种导致轴承失稳的激振力——蒸汽激振力。文献[1]介绍了发生在某330 MW机组调试带负荷过程中，汽轮机组高压转子出现蒸汽激振，导致机组无法带满负荷，只能通过调整阀序的方法消除振动使机组通过168 h调试。文献[2]介绍了发生在某1000 MW汽轮机组高中压转子典型蒸汽激振案例的原因和处理方法。本文以发生在达拉特发电厂330 MW汽轮机组高压转子突发性振动为例，介绍了由于高压转子蒸汽激振导致的轴承振动现象，分析了振动原因并提出处理措施，为同类型机组故障诊断和处理提供借鉴。

1 机组概况

达拉特发电厂6号汽轮机组是由北京北重汽轮机有限公司生产的N330-17.75/540/540型亚临界、一次中间再热、单轴、三缸两排汽、冲动凝汽式汽轮机组，于2004年10月投产。

汽轮发电机组轴系由高压、中压、低压转子，发电机转子及励磁小轴组成，由9只径向轴承支撑（见图 1），其中1号—6号径向轴承采用固定式椭圆轴承，下轴承枕垫块的夹角为90°，与轴承座的接触面为平面。

2 故障现象

2017-06-15，6号汽轮机发电机组正常运行，机组负荷由280 MW降至180 MW过程中，高压转子1号、2号轴承轴振动值突然增大并稳定在一定水平。突振前后1号、2号轴承轴振通频幅值（峰-峰值）和轴承温度见表 1。

从数据可以看出，突振后的1x、2y变化较大，较突发前分别增加了37μm、24μm，达到82μm、86 μm。

1号、2号轴承在突发性振动后带负荷过程中，伴随较大的振动波动现象，1x波动最高达到110 μm报警值（报警值110 μm、打闸值130 μm），2x波动最高达到113 μm，超过报警值。以上现象表明机组发生了故障预警，必须查明振动变化的原因并采取相应处理措施^[3]。

3 故障诊断 3.1 趋势分析

1号—3号轴承x向轴振与机组负荷在突振前后36 h内的变化趋势如图 2所示。

从图 2可以看出，2017-06-15T09：36机组负荷由280 MW降至180 MW，随着3号高调阀开度由58%降至8%，高压转子发生突发性振动现象，1x、2x突然升高，相邻的3号轴承轴振也出现微小波动。随着负荷的稳定，1x、2x也趋于稳定。16：48机组升负荷过程中，随着3号高调阀开度的增大，1x、2x出现了较大波动，20：34左右1x、2x相继达到110 μm报警值。次日03：36机组带负荷的过程又出现了这一现象：即3号高调阀开，1x、2x突降；3号高调阀关，1x、2x突升。

3.2 受力分析

该型机组的1号—4号高调阀进汽分别与汽缸蒸汽室1号—4号喷嘴相对应，在机组左上位置，3号高调阀对应的3号喷嘴位置在轴线上与安装在轴承上的轴振x向测点方向一致，如图 3所示；高压转子在x方向受3号高调阀开度即进汽量影响较大。

3.3 频谱分析

通过汽轮机组在线振动分析系统查看振动波动时的1号、2号轴承振动基频频谱图，如图 4、图 5所示。从频谱图可以看出，发生振动波动时的1号轴承轴振含有明显的半频分量（25 Hz），2号轴承轴振主要频率成分为半频分量（25 Hz）。

3.4 诊断

从轴振趋势、转子受力方向、基频振动频谱图可以得出突振具有以下特征：振动以半频成分为主；振动具有重复性；存在“门槛”判断负荷（3号高调阀开度）；振动具有突发性。因此，判断高压转子突振的主要原因为汽流激振引起的轴承稳定性不足^[4]。处理轴承稳定性的主要措施包括检查轴承紧力、轴承间隙、轴承接触面积以及调整轴承载荷等。因此，必须利用停机机会检查上述影响因素，以消除高压转子突振问题^[5]。

4 处理措施

2017-08-01，6号机组停运后主要对1号、2号轴承进行了如下项目检查。

4.1 轴承枕紧力

检查1号轴承枕紧力为间隙0.06 mm，2号轴承枕紧力为间隙0.10 mm，不符合标准（设计轴承压枕紧力为过盈0.02~0.03 mm）^[3]，说明轴承发生松动现象，轴承对转子的约束力降低。将1号、2号轴承枕紧力调整为0.03 mm，消除轴承松动。

4.2 轴承顶部间隙

检查1号、2号轴承顶部间隙超标，对1号、2号轴承上轴承水平结合面进行研磨，消除了顶部间隙超标问题，提高了轴承稳定性，各项数据见表 2。

4.3 轴承接触情况

1号、2号下轴承接触情况如图 6所示。1号下轴承与转子接触角的接触面积为50%，不合格，2号下轴承与转子接触角的接触面积为95%，合格。修刮1号下轴承与转子接触角的接触面积达到95%，提高了1号轴承油膜稳定性。

4.4 轴承载荷情况

启动顶轴油泵，检查轴承载荷，顶轴油压力表显示，2号轴承顶轴油压力高达11 MPa，而1号、3号轴承顶轴油压力仅有5 MPa，说明1号轴承、3号轴承载荷较小，2号轴承载荷过大。在2号轴承底部撤0.05 mm垫片，将2号轴承载荷分配到相邻的1号、3号轴承，载荷调整后1号轴承顶轴油压力升高至6.5 MPa，3号轴承顶轴油压力升高至8 MPa，2号轴承顶轴油压力降低至8 MPa。

1号轴承直径为200 mm，2号、3号轴承直径为250 mm，根据轴承直径比例看出，轴承载荷分配取得理想的效果，载荷的调整使1号轴承的轴承比压进一步提高。

5 处理效果

2017-09-03 6号机组启动后，1号—3号轴承x向轴振与机组负荷36 h内的趋势如图 7所示。从图 7可以看出，1x由修前最高100 μm降至50 μm，2x由修前最高113 μm降至57 μm；机组负荷调整时，不论3号高调门开度如何变化，1号、2号轴承振动趋势均平稳，彻底解决了6号机组高压转子由于蒸汽激振导致的突发性轴振大的问题。

6 结语

通过对330 MW汽轮机组存在的高压转子突发性轴振动大问题进行故障诊断及处理，保证了发电机组安全稳定运行。建议加强汽轮机设备状态监测，及早发现早期故障征兆进行故障诊断，并制定有针对性的措施，避免设备发生类似事故；加强汽轮机组检修质量监督，做到检修质量可控、在控，以提高汽轮机组的可靠性，降低检修维护成本。