80
汽轮发电机组
张学延1
，宾子胜2
，葛 祥
1
1.西安热工研究院有限公司，陕西西安 710032
2.国电合山发电厂，广西合山 546501
[摘 要] 在汽轮发电机组，特别是一些中、小容量机组的运行中，轴承座的轴向振动是其垂直或
水平振动的数倍甚至几十倍。与转轴振动和轴承座垂直、水平振动一样，过大的轴向振
动也会严重影响机组的安全运行。分析轴承座轴向振动产生的机理，并结合现场3个轴承座轴向振动(简称轴向振动)问题的诊断和处理实例进行说明，给出消除和控制轴向振动的方法。
[关 键 词] 汽轮发电机组；轴承座；轴向振动；动刚度；共振
[中图分类号] TK268.+1
[文献标识码] A
[文章编号] 1002-3364(2008)11-0080-05
收稿日期: 2008-03-24
1 轴向振动的机理
类似于轴承座的垂直、水平振动和其它固定结构的振动，引起轴向振动原因通常也是来自轴向激振力过大和轴向动刚度偏弱或轴向共振。1.1 转子弯曲 当存在永久弯曲或热弯曲的转子旋转时，轴颈中心会产生偏转，这时轴颈在轴瓦内的油膜承力中心将随转速沿轴向发生周期性变化。由于转子支承系统是由轴承座和基础组成的弹性体，在油膜承力中心
周期性变化的作用下，轴承座将沿其某一底边发生周期性的轴向偏转，即造成轴向振动。特别是当轴承座连接刚度不足时，产生的轴向振动更为明显。
转子弯曲产生的轴向振动值与转子的弯曲度呈正比，当弯曲部位在轴颈附近时，轴承座呈现的轴向振动更大。当然，通常由转子弯曲产生很大轴向振动的同时，也会伴随转轴振动的增大。
1.2 轴向电磁力不平衡
太阳影子定位轴向电磁力不平衡也能引起发电机或励磁机转子轴承座的轴向振动。当汽轮机驱动发电机转子旋转时，转子旋转磁场切割定子绕组磁力线产生电流，同时定子绕组也产生感应磁场。正常情况下，发电机转子在定子中沿轴向对称布置，定子绕组感应磁场的磁通量两端基本一致，故电磁力保持平衡。如果运行中发电机转子与定子沿轴向的对称中心出现偏移，则在定子绕组两端感应磁场的磁通量就不相等，那么两端感应磁场的电磁力也不相等，使电磁力失去平衡，从而使转子沿轴向产生电磁力不平衡。一旦出现不平衡电磁力后，转子沿轴向产生位移，不平衡力将力图使转子回到平衡位置，但由于发电机转子两端受联轴器的约束，迫使转子回到先前的偏置位置。这样，发电机转子就形成沿轴向的振荡，并传递到轴承座形成轴向振动。
同样，当励磁机转子与定子沿轴向出现对称中心线位置偏移时，也会产生不平衡的电磁力，而出现在励磁机转子上的不平衡电磁力使励磁机转子发生轴向串
ome 103动，并可传递给发电机转子。
发电机转子与定子或励磁机转子与定子沿轴向的对称中心出现偏移时的不平衡电磁力产生100H z的轴向振动。因此，这类轴向振动反映为二倍频振动特性。此外，沿轴向不平衡电磁力引起的轴向振动只有
在发电机加励磁或机组带负荷运行时才会出现
。
图1 发电机转子中心线与定子中心线偏移情况
1.3 转子存在较大的二阶质量不平衡
对于双支承结构的转子，如果其存在较大的二阶(力偶)不平衡量，则除在两轴承处呈现明显的反相轴振动外，还会产生较大的轴向振动。此外，当两转子间的联轴器较长，且联轴器两端的轴承处产生较大的径向振动呈反相时，则在两端轴承处同样会表现为较大的轴向振动。
1.4 球面瓦轴承卡涩
通常球面瓦轴承具有自定位功能，能够自动调整轴瓦中心线的角度，使轴瓦乌金面与轴颈始终保持良好接触，保证轴承的承力中心不变。当球面瓦因加工不良或紧力过大而发生卡涩时，瓦盖或瓦枕将紧紧压住轴瓦，球面瓦丧失自定位功能。由于旋转状态下转子的挠度值是周期性变化的，轴承对轴颈的承力中心将随转速周期性地沿轴向移动。这时，在轴承承力中心周期性变化的作用下，轴承座将沿其某一底边发生周期性的轴向振动。
1.5 轴承座局部不稳固
由于安装、运行及结构不良，使轴承座与基础台板、基础台板与基础的支承刚度不均匀。在轴承座轴向方向，有些部位刚度大，有些部位刚度小，或中间与两端垂直刚度不相同，会造成轴承座轴向动刚度不足或两侧刚度不对称，稳固性不好，使轴承座在转子扰动(激振)力的作用下发生轴向偏摆(振动)。有时甚至在激振力不大的情况下，也会出现较大的轴向振动，其取决于轴承座轴向动刚度不足或两侧刚度不对称的程度。
造成轴承座轴向动刚度不足或两侧刚度不对称的
主要原因:(1)轴承座或基础台板的部分连接螺栓松动
或垫铁松动;(2)轴承座底座与基础台板接触不良，如
轴承座底座与基础台板接触面积较小(达不到大于
75%接触面积的要求)，或仅仅是局部点接触或线接
触，或接触部分不均匀(图2);(3)轴承座与基础台板
之间垫子厚薄不均匀或层数不一，以及安装工艺存在
问题;(4)有的轴承座本身及其连接均正常，但它与结
构复杂的机座台板安装在一起，组成一个轴向刚度薄
弱的系统，如有些小机组励磁机等焊接的机座台板，它
本身就是一个刚度不均匀的构件，轴向刚度薄弱。
此外，还有一些与排汽缸或与发电机端盖相连的
轴承座的支承刚度一般也是不对称的，有时也会产生
开路电压轴向振动
。
图2 轴承座底座与基础台板中部接触不良示意
1.6 轴承座受到过大的轴向推力
对于某些处于汽轮机膨胀死点的轴承座和可滑动
的轴承座，受到来自汽缸猫爪的轴向推力作用，当此推
力与轴承座地脚螺栓或滑动面不在一个平行线时，就
形成力矩，使轴承座发生倾斜或变形，此时轴承座标高
发生变化，削弱了部分地脚螺栓的预紧力，使轴承座动
刚度降低甚至松动。同时，轴承座标高较高一端承载
大，加之受到转子扰动力的冲击，整个轴承座将呈两端
垂直振动不等和轴向摆动。
另外，受汽缸胀、缩影响而滑动的轴承座，因摩擦
阻力、滑销卡涩和汽缸反转力矩的影响，可使轴向应力
过大和滑动面出现不均匀的间隙。轴承底座的间隙和
接触点随着滑动在变化，降低了轴承座的稳固性。
这类轴向振动通常在机组加、减负荷表现明显，并
随机组负荷、缸胀、缸温等参数变化，有一定滞后。产
生轴向振动的大小与滑动面的接触状态有关，两侧接
触而前后有间隙时则轴向振动大。
81
1.7 轴承座轴向共振
当轴承座存在50H z或100H z左右的轴向固有频率时，则在机组运行中产生的基频和两倍频激振力作
用下会发生轴承座轴向共振，引起很大的轴向振动。尤其在轴承座轴向宽度较窄的中、小型发电机和励磁机轴承上容易出现。
机组运行中除在一些轴向刚度特别差的轴承座会发生50H z的轴向共振外，大多数轴承座轴向共振频率为100H z。100H z激振力一般来自发电机或励磁机的不平衡电磁力，但当转子存在刚度不对称或转子对中不良时也会产生100H z激振力。前者引发的轴承座轴向共振通常出现在发电机和励磁机轴承处，且当发电机加励磁或带负荷后；后者引发的轴承座轴向共振可能出现在机组定速3000r/min、且在无励磁电流的情况下汽轮发电机组的任何轴承上。
2 轴向振动的控制和消除
当出现轴向振动时，首先需要根据振动现象和现场经验识别引起振动的主要原因，然后进行相应的检修处理，彻底消除振源。
(1)如果发电机和励磁机轴承的轴向振动与电磁力有关，即只是在发电机加励磁情况下才出现，当发电机解列后轴向振动也会立刻减小或消失，则轴向振动是由电磁力不平衡引起的。对此，调整发电机或励磁机的磁力中心，可以消除电磁力的不平衡。
(2)当确定轴向振动与转子的弯曲(热弯曲)有关，且弯曲量较大时，则需要进行直轴处理或查转子发
生热弯曲的原因予以消除。如弯曲量不大，可尝试采用动平衡方法使转子挠曲减小，降低轴振动和轴向振动。
(3)要避免轴承座局部不稳固引起的轴向振动，可采取下列方法:1)对松动的螺栓进行紧固，各连接螺栓紧力保持均匀;2)确保轴承座与基础台板间接触良好，必要时修刮和研磨基础台板，使其与轴承座底座接触紧密、均匀(不少于75%接触面积);3)垫铁松动时应将其挖出，重新修配、打紧并点焊，再进行局部二次灌浆，必要时取出基础台板重新安装;4)轴承座与基础台板接触面的垫子，安装时仔细研刮，清理干净，厚薄均匀，并铺满轴承座外边缘，超过3层时应更换厚垫子;
5)对于支承结构问题造成轴向动刚度薄弱的情形，采取加强轴向刚度的措施。
(4)对于汽轮机膨胀死点的轴承座或可滑动的轴承座，可采用下列方法控制轴向振动:1)修刮轴承座与基础台板的滑动面;2)充油台板定期加油，保证其润滑良好，以减小汽缸膨胀移动时的摩擦阻力;3)消除管道对汽缸的反作用力，保证汽缸接口处的管道应力在允许范围;4)换用刚度大的轴承座。
(5)针对轴瓦紧力不合适引起的轴向振动，可重新调整轴承与瓦壳之间的过盈量。确保轴承内外紧力均在标准规定的范围内，使轴瓦能够追随轴颈偏转，不再使轴向振动因轴颈和轴瓦运行不当受到影响。
(6)通过轴向振动的变转速试验或激振试验证明确实有50H z和100H z左右的固有频率时，则判断支承
系统存在轴向共振。消除和控制此共振可采用两种手段:1)对共振部件进行调频处理，如对支承系统加固、改善轴承稳固性及消除某些设备缺陷等;2)减小共振源的激振力，如对于50H z轴向共振提高转子动平衡精度，对100H z轴向共振则消除电磁力不平衡以及改善转子对中状态等。
(7)当轴向振动与转子二阶质量不平衡有关时，则对转子进行高质量的动平衡，无论对转子轴振动还是轴向振动都能得到改善。
斜导柱3 实例分析
3.1 某电厂给水泵电动机轴承座振动
某电厂一台135MW机组的锅炉电动给水泵电动机额定功率为1400kW，额定转速3000r/min。2004年9月在机组试运过程中，该电动机两个支承轴承的轴向振动随运行时间持续增大，多次振动测试表明，电动机每运行(40～50)min就因轴向振动过大不得不停转。表1列出其中一次运行记录中2个轴承座振动随时间变化情况。
表1 给水泵电动机轴承座振动数据(通频)μm 运行持续
时间/min
非驱动端驱动端
垂直水平轴向垂直水平轴向0181640411550
5222962532682
153632756645115
3056551117051170
4580861688374302频谱分析显示，电动机振动以转速频率为主，但也含有少量的二倍频分量。由于每次机组起动初期，电动机振动较小，但随着时间的推移，轴承的轴向振动和轴振动跟着同步增大，特别是轴向振动，增大的速率更
82
快，所以转子的平衡状态会发生显著的恶化。产生这种现象的原因是电动机转子产生了热弯曲，且热弯曲量随时间不断增大所致。
该电动机是鼠笼式转子，转子铁芯的槽中布置有许多根笼条，对称分布，两端由端环连接。由于笼条被端环连接，笼条中就有感应电流出现。载有电流的笼条在旋转磁场作用下产生电磁力。此外，笼条的感应电流会产生热量，正常情况下对称布置的笼条产生的热量是相同的，因此电动机转子沿径向受热均匀。
但是，如果存在笼条断裂的情况，则因没有电流通过，此处笼条的温度较低，而它对面正常的笼条仍有电流通过，因而温度较高。这样在电动机转子上就形成径向温差，造成转子弯曲。运行的时间越长，温差越大，电动机转子热弯曲量也越大，产生的振动也就越大。因此，引起电动机转子运行中发生热弯曲的原因是局部笼条断裂。
最后，将该电动机返厂检修，解体检查中发现有多根笼条断裂，还有一些笼条与端环的连接处有局部裂纹。电动机修复后再次起动，运行中振动状况良好。
3.2 某台100MW机组励磁机轴承座振动
该机组是北京重型电机厂生产的100M W汽轮发电机组(1997年底汽轮机通流部分改造后，最大负荷110M W)。汽轮机为N100-90型凝汽式汽轮机，配备SQF-100-2型水冷发电机和JLQ500-3000型同轴交流励磁机。该机组的高中压转子、低压转子、发电机转子和励磁机转子均采用双支承结构。
该机组在2004年8月大修后的运行中,7号、8号轴承座水平方向最大振动分别达50μm和81μm，并且8号轴承座振动中还伴有25H z低频分量。此外,7号、8号轴承座轴向振动也偏大，分别超过50μm和60μm，且以二倍频分量为主。
510自动发卡
由于8号轴承振动中出现半频分量，说明8号轴承存在油膜涡动现象。从检修记录中发现，大修中8号
轴瓦顶隙调整为280μm(后检查中实测为300μm)，而轴颈直径为d120mm，远远超过一般圆筒瓦顶隙比为1.2‰～1.4‰的要求。2004年10月初，利用机组调停机会重新调整轴瓦间隙至标准值。检修后开机在工作转速时半频振动分量消失，但7号、8号轴承座水平振动仍较大。随后对励磁机转子实施动平衡，加重后在空载工作转速下7号、8号轴承座振动明显下降,8号轴承座水平振动降至30μm左右,8号轴承座垂直振动和7号轴承座垂直、水平振动降至10μm 以内,7号、8号轴承轴向振动分别约为20μm和30
μm。机组带负荷运行后,7号、8号轴承座振动有所增
大，尤其是轴向振动。额定负荷时7号、8号轴承轴向
振动分别达到40μm和80μm左右，水平振动分别达
到25μm和50μm左右。
由于带负荷运行中8号轴承座轴向振动和水平振
动仍大，且振动变化中基频分量基本不变，振动增加的
都是二倍频分量，故认为发电机/励磁机联轴器对轮中
心可能存在严重不对中。根据大修后的安装记录，励
磁机侧对轮中心比发电机侧低130μm，而正常情况
下，励磁机侧对轮中心应比发电机侧高。分析该不对
中可能是轴向振动呈现明显二倍频分量的原因之一,
也是引起轴瓦偶尔呈现不稳定低频振动的原因(轴承
乳胶模具
轻载)。此外，带负荷后7号、8号轴承座轴向振动的
二倍频分量显著增大，因此不排除励磁机磁力中心线
不对称的可能性，磁力中心线的偏差引起二倍频电磁
激振力的增加也会增大二倍频振动。
机组在10月26日再次停机检查。检查和处理的
项目有:(1)励磁机尾端进水处转子瓢偏由最大的
290μm调整至最大为20μm;(2)将励磁机转子中心由
比发电机转子低130μm上调至比发电机转子中心高
50μm，保证合理的轴系扬度曲线;(3)从励磁机定子
两端面看，励磁机转子两端不对称，励磁机转子中心较
定子中心向发电机端轴向偏移10mm，故将励磁机定
子向发电机侧平移5m m;(4)7号轴瓦顶隙从380μm
下调至190μm。
上述检查和处理完成后，机组于10月30日起动,
带到额定负荷工况(110M W)8号轴承座水平振动保
持在40μm左右，轴向振动30μm左右，其余各轴承
座振动都在30μm左右以内。
本例励磁机的振动是由转子质量不平衡、联轴器
不对中、轴承几何尺寸调整不当、磁力中心线不对称等
综合原因引起的。通过现场励磁机转子动平衡和发电
机/励磁机联轴器对轮重新中、轴瓦顶隙及励磁机定
子位置调整后,7号、8号轴承座垂直、水平和轴向振动
均达到合格水平。
3.3 某台125MW机组发电机轴承座轴向振动
该机组系上海汽轮机厂和上海电机厂制造的125
MW机组，机组轴系由高中压转子、低压转子、发电机
转子和励磁机转子以及7个支持轴承组成，其中高中
压转子和低压转子为三支承结构，发电机转子和励磁
机转子为双支承结构。
83
该机组自1999年底投产以来一直存在振动问题。虽经2000年和2004年两次大修和多次中、小修的检查和处理，但效果并不十分明显。从历史数据来看，该机主要存在两方面的振动问题：一方面是径向振动大，表现为低压转子(2号、3号轴承)绝对轴振动和3号轴承座垂直振动偏大。2005年5月小修后起动，额定负荷下2号、3号轴承绝对轴振动分别达125μm和150μm,3号轴承座垂直振动67μm。另一方面表现在3号～5号轴承座轴向振动大，其中5号轴承座轴向振动超过100μm。2005年6月21日受电网负荷冲击后,3号～5号轴承座轴向振动分别为74μm、71μm 和134μm。机组被迫再次停机检修。
由于振动均以基频分量为主，振动性质为普通强迫振动。轴向振动大，且其与有功负荷、无功负荷基本无关，可以排除电磁力不平衡方面的因素。经验表明，该型机组设计中不存在轴向结构刚度不足缺陷，且发电机转子、低压转子没有发生弯轴现象，故引发轴向振动的原因应是由于轴承底座特别是发电机5号轴承座与基础台板结合不良引起轴承座轴向动刚度偏弱，至于2号、3号轴承绝对轴振动偏大则直接与低压转子存在一定质量不平衡有关。
在2005年7月初至8月上旬的检修中，解体检查发现5号轴承底座与基础台板存在着明显的结合不良现象。5号轴承座与基础台板拆开连接螺栓后发现有(0.2～0.25)mm的间隙，两者只是局部的点接触。为此，重新研磨轴承底座和基础台板，保持75%以上结合面的接触。
机组检修后于2005年8月10日起动，定速3000r/min后,3号～5号轴承座轴向振动比检修前明显降低，不超过40μm，但2号、3号轴承绝对轴振动仍然偏大，分别为91μm和116μm,3号轴承座垂直振动为62μm。由此可见，检修后机组主要是轴振动问题，说明低压转子存在一定的质量不平衡。
随后在低压转子实施动平衡后,2号、3号轴承绝对轴振动降至为56μm和64μm,3号轴承座垂直振动降低到26μm。此外，动平衡后3号～5号轴承座轴向振动也进一步降低至30μm以内，其中5号轴承座轴向振动降至20μm。
4 结 论
轴承座轴向振动是汽轮发电机组运行中出现的振动问题之一，过大的轴向振动也会影响机组的安全稳定运行。因此，了解和掌握轴向振动的机理十分必要。首先了解轴向振动的特征和相关的影响因素，再结合轴向振动的机理分析，正确诊断出引发轴向振动的原因，进而制定有效的控制和消除轴向振动的措施。
[参 考 文 献]
[1] 朱光春.汽轮发电机组轴向振动处理方法[A].200M W
及以上汽轮发电机组振动资料汇编[C].兰州：甘肃省电
力试验研究所技术情报室,1994,159-163.
[2] 施维新.汽轮发电机组振动[M].北京：水利电力出版社,
1991.
[3] 董玉培.大型汽轮发电机组发电机后轴承轴向振动产生
的原因及消除[J].汽轮机技术,2005,47(3).
DIAGNOSIS AND DISPOSAL OF BEARING PEDESTAL'S AXIAL
VIBRATION FAULTY FOR THE TURB O-GENERATOR SET
ZHA NG Xue-yan1,BIN ZI-sheng2,G E Xiang1
1.Xi'an Therm al Po wer Research Institute Co.Ltd.,Xi'an710032,Shaanxi Pro vince,PRC
2.G uodian Heshan Pow er Plant,H eshan546501,Guang xi Region,PRC
Abstract:T he axial vibratio n o f bearing pedestal is refer ring to vibratio n in same directio n of the ro
tor shaft's centre line.T he ax ial vi-bratio n o f bea ring pedestal occurred frequently is several times even sev eral ten times o f its ver tical o r horizo ntal vibratio n,especially on units o f small o r medium capacity.A s in ev aluating ro to r shaft vibr ation,a s w ell as v ertical and ho rizo ntal vibr atio n of the bea ring pedestal.Ov erlarg e axial vibratio n may also seriously affect stable opera tion o f the unit.T he mechanism of producing a xial vibration of the bearing pedestal ha s been a nalysed and combined with diag no sis and dispo sal o f th ree practical ex amples co ncerning ax ial vibratio n in the field,the method of eliminating and contro lling ax ial vibr ation has been given.
Key words:turbo-g ener ator se t;bea ring pede stal;ax ial dy namic stiffness;ax ial resonance;faulty diag nosis
84
豫公网安备41160202000603
站长QQ:729038198
关于我们
投诉建议