摘  要：450高炉汽轮机鼓风系统运行中出现阵发性倍频振动，通过试验分析，确诊为轴系对中不良及联轴器不平衡所致。检修中联轴器对轮重新铰孔、调整轴系中心及高速动平衡后，解决了振动问题。
关键词：瀑布图；鼓风机组；频谱；治理
中图分类号：TK26    文献标识码：B

        石横特钢集团有限公司450高炉汽轮机鼓风系统为N50-90-1型单缸、单轴、单排汽凝汽式汽轮机，汽轮机转速为6 060r/min，基频100Hz。其转子通过半挠性波形联轴器与风机转子连接，轴系结构如图1所示。
       

        某次开机过临界转速时，1^#瓦通频振动值为160μm，升速到2 970r/min时，汽轮机突然发生低频振动，紧急停机时1^#、2^#瓦振动接近400μm，揭缸发现压力第10、11级叶片变形。作高速动平衡后开机一段时间振动依然很大。
        一、频谱分析
        用振通903振动数据采集器测量，从幅值谱上分析：(1)水平振动一倍频的速度值为7.3mm/s，超ISO2372标准值；(2)垂直振动以一倍频为主，速度值为3.14mm/s；(3)轴向振动有一倍频存在，速度值为3.17mm/s。
        以上幅值谱分析说明此转子存在不平衡。开箱检查，发现转子平衡块松动，做完动平衡后振动消除。带上联轴器后试车，振动仍然很大。再次揭缸检查，发现联轴器波形节后端晃度高达0.32mm、飘偏0.03mm。将端面车去0.10mm，调整飘偏值到0.02mm以内，波形节晃度同时减小，且在复装时调整了2^#、3^#瓦的负荷分配。经上述处理后，机组运行并参加调峰时，各瓦振动值均在合格范围内，未出现低频振动。
        二、停机进行如下调整
        转子前轴封直径加大3mm，轴颈尺寸未改；1^#瓦直径300mm、长度240mm；2^#瓦直径325mm、长度280mm。1~6级隔板汽封加大l0mm，转子重量15.81t；负荷分配：1^#瓦6.5t、2^#瓦9.30t；转子临界转速设计值2 850r/min；在复速级、第16级、末级和联轴器上共有四个加重面。新转子联轴器晃度0.03mm、飘偏0.025mm；波形节连接后晃度：前端0.03mm、后端0.05 mm；最后五级叶轮套装紧力在制造厂要求范围内；转子扬度：1^#瓦往车头侧0.54mm、2^#瓦往车头侧0.04mm；轴瓦顶部间隙1^#瓦0.42mm，2^#瓦0.57mm；冷态中心圆周偏差0.015mm、张口0.007 5mm。
        三、调整后转子冷态开机振动特征
        1．升速特性。调整后开机过临界转速时轴承振动只有60μm，完成了超速试验。但当送风阀开至30％时出现较大振动，采用降负荷来消除。负荷最高为25％时，解列空转振动较好，随后在热态的开、停机过程中，当转速到达2 887r/min时，汽轮机突然出现油膜涡动，1^#、2^#瓦通频振动值分别为122μm和143μm。
        用振动在线监测及分析系统，采集到开机时1^#、2^#瓦升速波特图、层叠图如图2、图3所示，可以很清楚地看出1/2X分量出现的过程。
       

        由于振动过大被迫降速至2 760r/min，半频分量消失，再次升速到2 887r/min又出现油膜涡动，降速到2 760r/min时半频分量消失。停机过临界转速时1^#、2^#、3^#瓦振动大，其中2^#瓦垂直方向振动为通频103μm、基频98μm∠292°；1^#瓦垂直振动为通频82.5μm、基频为79μm∠293°；3^#、4^#瓦也在50μm以上。停机后测量大轴晃度为0.06mm。
        超速试验过程中，当转速升至3 120~3 140r/min时，机组出现强烈振动。
        2．机组带负荷运行时，汽轮机经常出现突发性半频振动。1^#、2^#瓦振动从50μm以内增加到l00μm以上，必须降负荷运行，降低润滑油温或提高润滑油压也未能消除振动。
        四、检查和处理过程
        1．停机后揭开1^#、2^#瓦检查，发现磨损痕迹，本着先易后难的原则，2^#瓦顶部间隙从0.58mm调整到0.45mm，并抬高2^#瓦0.085mm以增加载荷，提高轴承的稳定性，处理后，半频振动依然存在。
        2．结合该机历史情况综合分析，认为靠近3^#瓦附近的波形节与汽轮机联轴器安装铰孔时，存在不同心和不对中的可能。核查联轴器数据时发现，汽轮机转子和风机转子未紧螺栓时，圆周方向不同心度为0.08mm、晃度0.10mm，风机端高出0.05~0.07mm、晃度0.02mm、左右差0.07mm。将2^#瓦抽出，下加垫铁0.07mm，左右补0.075mm差值之后，测得圆周差小于0.02mm，联轴器下张口0.03mm、晃度0.02mm，符合技术要求；紧联轴节螺丝后，中心偏差0.15mm、晃度0.30mm，显然大大超标。通过重新铰孔，晃度偏差减小到0.09mm（标准<0.03mm )，联轴器螺丝全部更换。
        3．复装后开机过程中，又进行了发电机转子的现场高速动平衡，以此降低转子扰动力，减轻对轴承油膜的干扰，动平衡后在工作转速时各瓦振动数据如表1所示。
    表1 动平衡后各瓦振动数据
        

        通过上述措施，机组1^#~6^#瓦振动明显下降，并顺利完成超速试验。
        4．热态开机过临界转速时2^#轴承振动为60μm，3 000r/min时3^#瓦轴向振动为79.2μm∠205°，几分钟后升至121μm∠225°，并仍有上升趋势。测量发现3^#瓦轴承座的差别振动较大，停机拧紧各连接螺丝，开机后测得振动数据如表2所示。
        表2 开机后振动数据
        可以看出3 000r/min时3^#瓦轴向振动有所好转，但并网后逐渐增大到80μm，差别振动仍未彻底消除。
        5．带负荷后除3^#瓦轴向振动为57~87μm ，4^#瓦水平振动54μm外，过去开机定速难、并网带负荷后常常出现半频振动的问题已彻底解决，该机参加调峰至今没有出现过油膜振动。3 000r/min3^#瓦轴向振动、4^# 瓦水平振动偏大，其原因可能是轴承座地脚螺栓连接不良和垫铁松动所致。
        6．图4为2^#瓦水平振动速度瀑布图，可以看出可能是因长轴联轴器不平衡，过临近转速时振动突然增大，但不超标，带负载能力不强，安装后出频振动主要是由于波形节及对轮存在不对中现象，使轴系出现油膜振动。当波形节晃度较大时，相当于汽轮机转子外伸端存在一个很大的不平衡，这个不平衡干扰力严重破坏了轴承油膜的形成，导致机组出现强烈的半频振动。
       

        7．根据检查结果，重新做联轴器平衡及铰孔消除轴系对中不良、减小轴瓦顶部间隙，以提高轴瓦稳定性和降低轴系扰动力。采取上述措施后，振动间题得到解决。

参考文献：
[1]丰田利夫．设备现场诊断的开展方法[M]．机械工业出版社，1985.
[2]沈庆根．化工机器故障诊断技术[M]．浙江大学出版社，1994.
[3]屈梁生，何正嘉．机械故障诊断学[M]．上海科学技术出版社，1986.