汽动给水泵油膜振荡故障分析与处理.pdf

第1 8 卷( 2 0 1 6 年 第7 期 ) 电 力 安 全 技术 J 汽动给水泵油膜振荡故障分析与处理 屈 斌 ，张 宁 ，马会云 ，张利 ( 1 国网天津市 电力公 司电力科 学研 究院，天津3 0 0 3 8 4 ； 2 天津军粮城发 电有限公 司，天津3 0 0 3 0 0 ) 摘要 某电厂 2 0 0MW 汽轮机组的汽动给水泵组在运行 中多次 出现振动突增 并导致跳 闸， 通过对故障进行分析诊断确认为油膜涡动引发油膜振荡所致，并在多次治理与现场试验中最终找到 故障根源为基础的不均沉降，通过采用减小轴承顶部间隙的方法将故障成功消除。 关键词汽动给水泵；油膜涡动；油膜振 荡；轴承 顶隙 0 概述 某 电 厂 2 0 0 MW 汽 轮 机 组 汽 动 给 水 泵 为 2 0 0 7年 加 装 的 全 容 量 泵 组。小 汽 轮 机 型 号 为 T GQ O6 7 -1 ，由北京 电力设备总厂制造 ，采用全 周式进汽方式。汽动给水泵由沈阳水泵股份有限公 司制造， 汽动给水泵组 4 个轴承均为圆筒瓦， 其中 l ， 2 号轴承支撑汽轮机转子，3 ，4 号轴承支撑给水泵 转子，1 ，2 号轴承配备了轴振传感器。小汽轮机 转子为整锻实心转子 ，与汽动给水泵转子采用叠片 式挠 联轴器进行连接。汽动给水泵组与主机一同 坐落于 1 8 m 平台上 。 1 故障分析诊断 自2 0 1 4 年初，该小汽轮机组 1 ，2 号轴承轴振 幅值开始突然增大，且多发于汽轮发电机组高负荷 工况下 ，最大振幅呈现逐渐升高 的趋势。当小汽轮 机组振动正常未出现异常增大时，轴振幅值基本维 持在 2 0 - 3 0 m。 2 0 1 4 0 4 - 0 8 ，该小 汽轮机组振动再 次突然增 大 ，2 号轴振 X向振幅达 到 1 5 0 m，触发了保护 导致跳闸。1 号 X 向、1 号 Y向、2号 Y 向振幅也 都达到 1 0 0 m 以上 ，跳 闸时汽轮发 电机组负荷为 1 8 0M W 。 针对这一问题 ，利用专业仪器对小汽轮机的 振动情况进行监测分析。4 月 9日启动汽动给水 泵，在转速升至 4 8 0 0 r mi n之前，l 号、2 号轴 振 幅均维持在 2 0 - 3 0 m 的较低水平，包括过临 界在 内的最大幅值不超过 4 0 m。但 当转速升到 4 8 0 0 r re _ i n时，l 、2号轴振幅突然上升，最大 振 幅出现在 1 号瓦，达到 8 2 um。而 当转速达到 5 0 0 0 r mi n以上时，振动幅值又恢复至之前水平。 由小汽轮机启动波德图可知，在 4 8 0 0 r m i n 至 5 0 0 0 r rai n的转速区间内， 通频振幅 ( 上部曲线) 较其他转速下明显升高。 。 汽轮机转子的临界转速分 别 为 ，一 阶：2 5 5 0 r mi n；二 阶：1 2 2 2 0 r re _ i n 。 显然 ，这里振幅的升高并不是过临界造成的，而且 在通频振幅升高时，基频振幅值并未升高而是继续 维持在较低水平，这说明整体振幅的升高是由其他 频率分量造成的，需要观察频谱图做进一步分析 。 图 l为 振 幅最 大 时 的 频谱 图，此 时转 速 为 4 8 2 4 r mi n， 一 倍 频 频 率 为 8 0 4 0 Hz ， 幅 值 3 9“ m；左侧较高的峰值为半频分量，其频率为 4 0 2 0 H z ，幅值 7 8 3 m。通过对 比图谱中半频 与一倍频的大小可见 ，此时的通频振幅绝大部分为 半频成分。 8 0 6 0 呈 4 0 鞲 2 O 0 1 5 0 1 0 0 l 5 0 2 0 0 频率，Hz 图 1 振动故障频谱图 一 一 J 电 力 安 全 技 术 第l 8 卷( 2 0 1 6 年 第 7 期 ) 图 2为振动故障发生前的频谱图，此时给水泵 转 速为 4 5 6 8 r mi n，通 频 振幅 3 2 9 6 um，基 频 振幅 2 6 2 5 m。半频处也有幅值 出现但很小 ，约 为 1 m。通过对 比振动故 障发生前后的频谱 图不 难发现，振幅突然升高是 由于半频分量 的突增造成 的。在随后的监测中发现 ，给水泵转速在反复升降 的过程中，每次经过或停留于 4 8 0 0 r mi n附近时 均会出现振动升高的情 况，且同样为半频分量突增 所致。 图2 故障发生前的频谱图 至此归纳出该机组振动故 障的特点 ： ( 1 )振动增大与转速有关，且发生于4 8 0 0 r m in 附近。在此基础上转速升高或降低振动均恢复正常； ( 2 )振动故障发生时振幅以半频分量为主 ； ( 3 )未发生振动故障时机组振动幅值较低； ( 4 )振动增大具有突发性。 由半频分量引起的振动故障原因多为油膜涡动 或汽流激振 ，而汽流激振多发生在高参数的大 中型 机组上 。该小汽轮机采用 4抽的低参数蒸汽，出现 汽流激振的可能性不大 。此外汽流激振一旦出现 ， 引起的振动将随着进汽量的升高而升高 ，不应出现 进汽量增大振动反而恢复正常的情况。为进一步论 证故 障原 因为油膜涡动 ，排 除汽流激振的可能性 ， 进行 了变油温试验。在保证机组其他运行参数不 变的前提下 ，首先稳定转速至 4 8 0 0 r mi n以激发 振动故 障，然后将润滑油供油温度从当前 的 4 l 升至 4 5 ( 每 5 mi n升高 l) ，之后将供油温度 降降至 3 8( 每 5 mi n降低 l ) 。考虑到机组安 全试验中只将温度降低到 3 8。以 1 号轴振为例， 变油温试验数据如表 l 所示。 在变油温试验 中温度升高 ，润滑油粘度下降， 油膜稳定性增强 ，使轴承趋于稳定 ，振动减少 ；反 之 ，温度降低 ，润滑油粘度增加 ，稳定性减弱，使 一 一 轴承稳定性变差 ，振动增强。这种现象是典型的油 膜涡动的特征。 表 1 变油温试验数据 来油温度 ( 升温 ) ，振幅， u m 来油温度 ( 降温 ) ，振幅 ， m 41 8 2 4 5 7 6 4 2 8 l 4 4 7 7 4 3 7 9 4 3 7 9 4 4 7 7 4 2 8 l 4 5 7 6 4 1 8 2 4 0 8 4 3 9 8 8 3 8 9 3 油膜涡动是一种 自激振动。假设 1 根不受任何 载荷、完全平衡的理想转轴在高速转动时，其轴径 中心应与轴承 中心重合。如果转轴受到外力扰动， 就会使轴径 中心偏离轴承 中心产生 1 个小位移 ，轴 径在轴承中的位置如 图 3 所示。此时，偏离轴承中 心的轴径将受到油膜弹性恢复力的作用 ，以迫使轴 径回至原 中心位置。同时轴颈的偏移使油流的压力 分布发生变化 ，被轴颈带动而高速流动的润滑油从 大间隙流进小间隙，油压逐渐升高 ，形成 图中所示 的高压 区， 而流 出后的油压逐渐降低 ， 形成低压区。 这 2个区域的压差整体上垂直于轴颈偏移方向，形 成失稳分力，它具有迫使转轴沿着垂直于径向的偏 移方 向进行同向涡动的趋势。 三 分 区 爹 I 翟 外 阻 尼 力 恢 t I 油 流 动 方 向 图 3 轴颈受力分析 实际运行 中的汽动给水泵汽轮转子轴颈 中心并 第 1 8 卷 ( 2 0 1 6 年第 7 期) 电力安全技术 不是与轴承 中心完全重合的， 因此产生 了涡动失稳， 这种涡动的频率等同或略小于转轴工频的一半。一 旦发生涡动，转轴又将受到离心力的作用。这个离 心力又会进一步加大轴径的偏移量，从而进一步减 小油膜 间隙，使压差增大 ，使失稳分力更大 ，如此 周而复始形成自激振动，这就是油膜滑动的形成机 理。 当转轴的工作转速低于2 倍的一阶临界转速时， 涡动的频率低于该临界转速，此时振动水平相对较 轻 ，称为油膜涡动。但当转轴的工作转速达到 2 倍 的一阶临界转速时 ， 油膜涡动频率与临界转速重合， 产生共振，发展成为油膜振荡。由于油膜振荡的本 质是一种共振 ，因此它的破坏性非常大 ，容易造成 设备 的损坏 。 在变油温试验 中，随着油温升高 ，润滑油粘度 下降，油膜稳定性增强，使轴颈趋于稳定，振动减 小；反之，油温降低，润滑油粘度增加，油膜稳定 性减弱，使轴承稳定性变差。至此可以断定该机组 的振动故障是由油膜涡动造成的油膜振荡引起的。 2 故障处理过程 该类故障的处理思路主要有 2个方面。 ( 1 )减小扰动， 消除转轴偏离平衡位置的诱因。 主要从减小转子的原始振动人手，也就是通过动平 衡加重来降低转子的不平衡振动水平。监测发现： 1 号 、2号 轴振 的一倍 频一 直稳 定在 2 0 - 3 0 m， 可改善的潜力很小 ，而且这种振动幅值对转子的扰 动十分有限，并不是引起油膜涡动的主要原因。 ( 2 ) 由于该小汽轮机组长期未检修 ，推测是轴 系 中心 、轴瓦间隙在运行 中发生了变化 ，从而导致 轴承稳定性下降并造成油膜涡动 。于是决定进行揭 瓦检修 ： 检查轴瓦磨损情况 ； 复核轴瓦紧力、间隙 及复核转子中心数据。 经过检修发现 ，2号轴承上瓦 出现碎裂，下瓦 有 轻微磨 损，顶部 间隙达到 0 4 3 mm。于是更换 内瓦并调 整顶部间 隙到 0 3 6 F il m，以满足厂家给 出的 0 3 2 - 0 3 9 mm 的标准要求。 2 0 1 4 - 0 4 -1 8再 次启动 小汽 轮机组 。此 时，1 号、2 号轴承的振动情况得到明显的改善，但是每 当小 汽轮机组转速达到 4 8 0 0 r rai n附近时，仍然 会出现半频振动分量突增的情况，只是最大振幅由 之前的9 0 m降低到 6 0“ m。该机组的油膜涡动 J 故障并未完全消除。该小汽轮机在此状态下运行到 2 0 1 4年 9月，再次停机对其进行全面检修，检查 转子末级 叶片 、 平衡块、 汽封等部位 ， 均未发现异常。 测量轴弯曲度 、晃度、瓢偏、通流间隙、汽封间隙 等全部符合工艺要求。但 2号轴承下瓦乌金出现大 面积碎裂，为此更换了新轴瓦。按技术要求，将 1 号瓦顶隙调整为 0 3 0 mm， 2号瓦顶 隙 0 3 5 mm。 检修完毕再次启动机组，振动情况得到较大改善， 机 组经 过 4 8 0 0 r mi n附近 时振 幅 降低 至 4 0 1 T I 以内，但频谱图显示半频分量仍然存在。 2 0 1 4 -1 0 - 3 1 T1 7 ： 0 0 ，小 汽 轮机 再 次 出现 油 膜振荡，2 号轴振 X向达到 1 5 4 I I 1 触发保护跳 机，同时 2 号 轴振 Y向6 4“ m，l 号轴 振 x向 1 3 4 t - t m，Y 向 8 1 m，小机转速 4 8 3 0 r mi n 。经 过 2次检修 ，对损伤轴瓦进行了更换并将各项检修 指标全部调整至标准要求，仍然出现油膜振荡。 为了查找最终原因，对汽动给水泵进行了振 动外特性测试，分别对基础、地脚、轴承座进行 振动测量。发现水泵基础振 幅达到 了 2 0 m，而 相邻 同型机组的汽动给水泵地面基础的振动值 只 有 2 1T I ，这说明基础出现了松动。为了查清是否 因基础松动导致机组不均匀沉降，重新校核 了轴 颈扬度值 ，发现 l 号轴颈前扬 0 4 5 mm； 2号轴颈 前扬 0 2 6 mm。而设计安装要求为：l 号轴颈前扬 0 1 6 m m； 2 号轴颈后扬 0 2 0 mm，二者相去甚远。 由于该小汽机采用 的是一体式设计 ，1 号 、2号轴 承箱与汽轮机本体连接在一起，轴承座台板的垫铁 也被浇筑在基础里，轴承内没有可调整的垫铁，因 此无法进行轴承标高的调整。这说明扬度的变化是 由不均匀沉降造成的，而不均匀的沉降使各轴承的 载荷分配发生了变化，有的轴承因此载荷变轻从而 造成轴承稳定性下降。由于该机组特殊 的设计使 得扬度无法通过轴承标高的调整完全恢复至标准要 求， 只能通过其他手段来改善轴承的稳定性。因此， 对轴承的承载原理需做更加深入的分析与研究。 图4 为轴承内油膜压力分布图，其中： 为偏 位角； e 为偏心距； 尺为轴承半径； ， 为轴颈半径； 7 m 为最小油膜厚度。轴承的承载能力与多种参数 有关，对于圆柱轴承可用下式表示： P = 半 (1 ) 式中： P为轴承载荷； 。 为轴承承载能力系数； 一 一 J 电 力 安 全 技 术 第1 8 卷( 2 0 1 6 年 第 7 期 ) 为润滑油动力黏度系数； 为轴承长度； d为轴 颈直径；W为轴颈旋转角速度； 为相对间隙， = c r ； C 为平均间隙， = R - r 。 图 4 轴承内油膜压力分布 从上式分析， 。 是相对偏心率 ( = e c ) 和 轴承长径 比1 d的函数，偏心率越大或轴承长径 比 越小， 。 也越大，轴承的载荷JF ) 也越大，轴承越 稳定。同 样 ，如果能够减小相对 间隙 也可 以提 高载荷 P，使轴承更加稳定 。要同时实现这 2点 ， 可以通过减小平均 间隙 C 。在检修上，减小平均间 隙就是减小轴承顶隙。当然减小轴承长径比也可以 加强轴承的稳定性，但是缩短轴承的长度对轴承的 改造程度过大且不可逆 ， 不作为首选的方案。 于是决定进一步减小轴瓦顶隙。 虽然原先 1 号 、 2 号轴承的顶隙已经满足了厂家的标准，但是由于 机组发生了不均匀沉降，需要突破这个标准来改善 振动情况，因此决定采用椭圆轴承顶部间隙标准 的要求，即轴颈径值 的 1 0 -1 5 o 。该小汽轮 机组 l 号瓦轴径 ：1 2 0mm，2号瓦轴径 ：1 6 0 mm， 按照该标准计算 ，其顶隙可以分别降低至 0 1 2 mm 和 0 1 6 mm的下限。油膜涡动具有传导性，往往 由一个轴瓦产生后传递至其他轴承，虽然机组 2 次 跳机均由2 号轴振触发，但因此断定油膜涡动完全 由2 号轴承引起并不严谨，监测仪器也并未监测到 振动激起时 1号、2号轴承有明显的先后顺序 ，所 以决定将 1 号、2号轴承的顶隙同时减小。又考虑 一 一 到避免 出现干摩擦 ，决定将 l号、2号顶隙在原基 础上分别降低 0 1 mm， 达到 0 2 0 mm和 0 2 5 mm。 处理后的小 汽轮机组于 l 1 月 2 1日再次开启 ， 启动后在各个转速下均未出现半频分量 ，高低负荷 下振幅稳定。运行过程中的瀑布图显示振动几乎以 一 倍频为主，低频成分完全消失。在之后的运行中 该机组再也未发生振动异常 ，故障处理取得成功。 3 结束语 油膜涡动和油膜振荡是一种比较常见的振动故 障。油膜涡动频率为基频的一半或略低。当汽轮机 转子转速达到转子一阶临界转速 2 倍时 ，油膜涡动 与转子一阶临界转速重合发生共振 ，油膜涡动发展 为油膜振荡，振幅剧烈升高，引起跳机。该公司小 汽轮机故障就属此类。解决油膜振荡故障可以采取 的办法有：减小轴瓦顶隙、增加轴承载荷、更换稳 定性较强的轴瓦等。而在运行 中如果急于降低油膜 振荡的幅值也可以采取临时提高油温或投入顶轴油 的措施。 参考文献： l施维新 汽轮发电机组振动及故障( 第二版) M 北京： 中国电力出版社 2 0 0 8 2 罗剑斌，卢一兵，刘占辉，等6 6 0 Mw 超超临界锅炉 给水泵振动故障诊断 J l1 电力安全技术 ，2 0 1 2 ，1 4 ( 2 ) ： 1 2 1 4 3 汪杰斌，章遐林，杨 斌 ，等给水泵汽轮机振动大 跳闸原因分析及 防范措施 J 电力安全技术，2 0 1 1 ， 1 3 ( 1 0 ) ：1 4 -1 收稿 日期 ：2 0 1 5 0 7 2 7；修回 日期 ：2 0 1 6 0 3 2 7 。 作者简介 ： 屈斌 ( 1 9 8 7 一 ) ， 男，助理工程师，主要从事旋转机械振动故 障诊断领域工作，e ma fl ： d m n g j u n 1 8 8 1 2 6 c o rn。 张宁 ( 1 9 6 0 ) ， 男，高级工程师，从事旋转机械振动故障诊 断工作。 马会云( 1 9 6 2 一 ) ，女，高级工程师，主要从事汽轮机技术专业 工作。 张利 ( 1 9 8 5 - ) ，男， 高级工程师， 主要从事汽轮机振动技术、 节能技术方 面工作 。