摘要：某F级燃机在热态停机惰走过程中1号轴承瓦振、2号轴承及3号轴承轴振均超过跳机保护值，根据振动现象、燃机转子结构及采集的振动数据，判断振动的主要原因为热态停机后的惰走过程中转子存在弯曲，通过2次现场动平衡校正，降低了机组热态停机后惰走时的振动异常。
关键词：燃气轮机；停机惰走；振动；动平衡
随着燃机技术的发展、国家能源结构的变化和对环保要求的提高，越来越多的大型燃气蒸汽联合循环发电机组投入生产运行。由于燃机启停的灵活性，燃气电站在参与电力系统运行时，可根据电网需要及发电经济性的差异，既可以承担一定的负荷需求，也可以参与调峰。这就要求燃气轮机组无论开机升速过程还是停机惰走过程中尽量控制轴系振动值，避免过大的振动引起动静碰摩或轴承损坏。本文详细介绍了某F级燃气发电机组停机惰走时振动故障现象、分析过程及处理措施。
1机组简介
某燃气电站2号机组为燃气-蒸汽联合循环发电多轴机组。该机组由1台F型燃机，1台蒸汽轮机，2台发电机和1台无补燃、三压、再热型余热锅炉组成，采取“一拖一”多轴形式配置，设计采用单轴、单缸、轴向排气，冷端驱动，双轴承支撑，前轴承配置转子移动机构（RDS系统）；转子在透平端由径向轴承支撑，是一个可倾瓦轴承（#1轴承），压气机轴承为径向-推力联合轴承（#2轴承），其功能是在压气机端支撑转子，承受轴向推力。#3、#4轴承为椭圆瓦轴承。整个燃机转子由压气机、透平、中间空心扭矩盘、前后短轴通过中心拉杆固定。中间轴通过对接法兰将燃气轮机压气机端与发电机连接起来,并通过螺栓进行固定。燃气轮机发电机组由5个支持轴承组成，轴系结构示意图见图1。
2机组振动情况概述
2号燃气轮机发电机组2018年12月3日首次点火，2019年1月通过满负荷试运，该机组正常运行过程中各轴承绝对振动均小于4.5mm/s，各轴承处转子相对振动均小于76μm，机组在升速过临界时各测点振动均在合格之内[1～2]。但机组每次停机降速过程中#1～#3轴承振动出现异常爬升，转速降至1918r/min附近时，#1轴承绝对振动值最大到17.2mm/s，#2轴承转子相对振动2X、2Y振动值分别达到219μm、184μm，#3轴承转子相对振动分别达到353μm、318μm，其他各测点振动无明显增大。机组振动超标（机组瓦振保护值为14.7mm/s，轴振保护值为250μm）虽然是在停机后惰走过程中，但是由于燃气轮机的频繁启停特性，机组每次停机惰走时过大的振动都会对轴承造成较大的冲击，久而久之会造成轴瓦乌金磨损甚至碎裂，酿成重大事故。机组带负荷后降速伯德图见图2、3、4。
3机组振动原因分析
由采集的振动数据分析可知，引起#1轴承瓦振及#2、#3轴承轴振增大主要是以工频分量为主，各测点振动数据见表1（动平衡前数据）。通过多对机组空载及带负荷振动数据的分析可以看出，机组升速至带负荷阶段各测点振动均在优秀范围之内，但在停机后惰走过程中，#1轴承瓦振、#2、#3轴承轴振值均超过机组规定的跳机值。机组振动特征如下：(1)机组每次启动过程中，在通过轴系各转子临界转速时，振动幅值及相位变化不大，达到额定转速至带负荷过程中振动无明显异常，各测点振动均在优秀值范围以内；(2)机组热态停机（发电运行数小时后停机）惰走过程中，在通过转速1978r/min时，#1轴承瓦振、#2、#3轴承轴振大幅度爬升至17.2mm/s、231μm、353μm，已超过跳机值，振动以工频为主且相位有明显变化；(3)燃机冷态停机（燃机空载全速20～30min后停机）过程中，在通过转速1978r/min时#1轴承瓦振、#2、#3轴承轴振爬升至9.9mm/s、134μm、224μm，虽然振动偏大，但较带负荷后停机振动值降低较多；(4)机组冷态停机惰走过程振动小于热态停机惰走过程振动值，振动主要以工频为主，振动性质属于普通强迫振动。机组正常运行时各测点振动均在优秀值以内，说明转子的原始不平衡量较小；机组在升速过程中各测点振动值也在合格范围以内；说明转子临界转速下不平衡量也较小；但是机组热态停机过临界时振动超标，说明机组停机过程中转子的平衡状态发生了变化，导致机组惰走过临界时振动超过跳机值。9F燃机与传统汽轮机转子在结构上存在较大差异，该机组转子为拉杆转子，这种转子通过沿周向均匀布置的拉杆螺栓利用预紧力作用将叶轮、轴头联成一体组合而成。当燃机带负荷熄火后，靠近透平端的温度下降较慢，燃机透平端温度下降速率大于压气机端温度下降速率，这将导致各膨胀量不一致，间产生相对位移，转子发生局部弯曲。转子弯曲可以分为永久性弯曲和临时性弯曲两种。转子发生弯曲后将使得轴系的质量分布发生改变，产生附加的不平衡质量，当附加的不平衡质量与转子原始不平衡质量方向一致时将引起机组振动加剧，会引起转子与静子之间发生碰摩，碰摩过程中产生的热量可能引起大轴进一步弯曲。
4振动处理方案及结果
机组升速阶段及带负荷运行时振动值均不超标，说明轴系原始平衡状态良好，机组带负荷停机后惰走过程振动大的主要原转子发生了临时性的局部弯曲，弯曲附加的质量不平衡引起转子振动异常。机组每次停机惰走过程中振动幅值及相位重复性较好，说明弯曲方向及引起的不平衡量相对稳定，可采用现场高速动平衡解决机组惰走过程振动问题。该机组轴系临界转速分别为1300r/min及2000r/min，1300r/min附近为燃机转子一阶临界转速，2000r/min附近为#2、#3轴承之间连接轴一阶临界转速。若要同时消除#2、#3轴承轴振及#1轴承瓦振大问题，平衡块的轴向加重位置至关重要。由表1数据可知连接轴两侧#2、#3轴承轴振在2000r/min附近的振动同向以一阶振型为主，即对称对称不平衡重量起主要作用，可在连接轴两侧加对称重量或在连接轴中间位置附近加重来控制振动。#1轴承振动可考虑在燃气透平末级加重。考虑到#1轴承振动超标在连接轴临界转速附近，判断振动可能是由#2、#3号轴承振动影响所致，决定首先在连接轴中间部位加重来平衡连接轴降速过程中的一阶振动。根据汽轮机转子过临界时振动特性，机械滞后角取90°进行加重[3～4]。在连接轴中部加重1100g∠230°，2020年9月23日机组启动后在升速过临界、带负荷阶段各测点振动均在合格范围以内。9月24日机组停机，惰走过程中在1910r/min附近时#1轴承瓦振及#2、#3轴承轴振爬升，但爬升幅度较动平衡前有明显降低，各测点振动分别降至11mm/s、160μm、178μm，在连接轴中间部位加重对#1、#2，#3轴承振动都有明显改善，说明加重轴向位置的选择是正确的。拉杆转子是通过轴向拉伸的拉杆将各级叶轮拉紧组装而成，转子结构更加复杂，而且由于转子中大量接触面的存在，与汽轮机整体转子的动力学特性可能存在差异，因此按照汽轮机转子的振动特性选择90°滞后角进行加重效果不佳，决定采用影响系数法，根据第一次动平衡前后的振动数据计算影响系数，由此得到第二次动平衡方案：在中间轴270°加重1100g，滞后角为140°。利用机组调停机会，将原平衡块位置进行更换。2020年11月26日，机组启动，在升速过临界、带负荷阶段各测点振动均在合格范围以内，机组运行1天后，热态停机惰走过程中在1903r/min附近时#1轴承瓦振及#2、#3轴承轴出现峰值，振动分别为5.0mm/s、90μm、132μm，各测点的振动值较动平衡前大幅下降，动平衡达到预期效果。
5结论
(1)由于燃气轮机频繁启停特性，除监测机组轴系升速过临界至带负荷过程中各测点振动外，停机惰走时的振动值超标要及时消振，避免频繁启停过程中，过大的振动损坏轴承。(2)采用拉杆转子结构的燃气轮机，在热态停机过程中由于膨胀量不一致，间产生相对位移，有可能导致局部弯曲，此时振动主要原因为质量不平衡引起，可通过现场动平衡手段消除振动。(3)由于燃气轮机转子结构的特殊性，机组现场动平衡时可采用振型法和影响系数法相结合，通过对振型进行分析确定加重平面，根据现场实际计算的影响系数确定加重角度及质量。
作者：冯坤 张景辉 陈长利 王亚江 单位：国家电投集团河南电力有限公司 国电投周口燃气热电有限公司
