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汽轮机高中压转子浮动油挡摩擦振动分析_葛祥[1]

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第26卷第3期电站系统工程V ol.26 No.3 2010年5月Power System Engineering 45 文章编号：1005-006X(2010)03-0045-03汽轮机高中压转子浮动油挡摩擦振动分析西安热工研究院有限公司葛 祥 张学延摘要：介绍两台机组运行中高中压转子出现轴系振动波动现象，诊断该振动故障的根源是高中压转子与浮动油挡发生摩擦振动引起了转子产生热弯曲。

总结了浮动油挡与转子摩擦振动的特点与机理，并从运行和检修两方面提出该故障的控制对策和解决方法。

关键词：汽轮机；浮动油挡；摩擦振动中图分类号：TK268+1 文献标识码：BAnalysis of Rubbing Vibration Caused by Oil Catch in Steam TurbineGE Xiang, ZHANG Xue-yanAbstract：The vibration fluctuation failure occurred on high and medium pressure rotor while the two turbine generation units working is described. The root cause diagnosed is that the floating oil catch rubbing with the high and medium pressure rotor and the rubbing failure caused thermal bending deformation of the rotor. Characteristics and mechanism of the rubbing are summarized and control measures and solutions of the failure are proposed from both operation and maintenance.Key words: steam turbine; floating oil catch; rubbing vibration汽轮发电机组运行中，油挡和转子发生动静摩擦引起轴系振动的异常波动是机组运行中的常见故障。

浮动式油挡和接触式油挡由于其间隙较小或无间隙特点，对抑制润滑油外溢有着良好的效果。

但运行实践表明，国内相当数量的机组安装接触式油挡后都出现过摩擦振动，特别是对于不平衡响应高的转子（如三支撑结构的轴系）或当浮动油挡卡涩时。

笔者近年遇到几台机组高中压转子运行中发生此类振动故障。

机组运行中#1轴承、#2轴承有时连带轴系其它轴承振动出现异常增大，持续时间数十分钟甚至一个小时以上，严重的引起机组保护动作而跳机。

经分析诊断，这几台机组振动异常波动都是由于汽轮机高中压转子轴承油挡处发生碰磨故障引起的。

本文着重总结浮动油挡摩擦振动的典型现象并归纳振动特点和机理。

1 振动现象某厂两台同型机组都发生过#1轴承振动运行中异常波动情形。

这两台机组系哈尔滨汽轮机厂生产的C135/N145- 13.24/535/535/1.1型超高压一次中间再热、双缸双排汽、抽汽凝汽式汽轮机。

机组轴系由高中压转子、低压转子、发电机转子以及相应的5个支持轴承组成，其中高中压转子、低压转子为三支承结构，即高中压转子由两个轴承支承，低压转子只有发电机端一个轴承支承，发电机转子为双支承结构。

两台机组投运初期，各轴承轴振和轴承座振动都很小，但机组运行中出现高中压后汽封漏汽量大和#1轴承油挡处大量漏油引发烟气较大的问题。

2004年5月分别将两台机组高压后汽封段中的其中8道汽封更换为可调蜂窝式汽封，2004年10月和11月分别将两台机组在#1、#2轴承处的齿收稿日期：2009-12-20葛祥，男。

西安，710032 式油挡更换为浮动式油挡。

由此，汽封漏汽和油挡漏油问题基本解决。

表1 4、5号机组振动情况统计（2005年6月～9月）日期时间机组振动情况措施及结果5号阀位切换后下降2005.08.1717:255号#1X 208μm, #1Y 170μm 17:40后下降2005.08.2018:585号#1X 170μm, #1Y 152μm 切顺序阀后下降2005.08.2102:455号#1X 190μm, #1Y 165μm 切单阀后下降2005.09.0815:305号#1X 144μm, #1Y 118μm 切单阀后#1X 155μm,#1Y 123μm，调整三轴压力后降2005.09.0819:305号#1X 197μm, #1Y 158μm 采取多种措施并切顺序阀后下降2005.09.1302:405号#1X 204μm, #1Y 180μm 多次阀位切换后下降2005.09.1503:165号#1X 227μm, #1Y 198μm 多种措施2005.09.1604:355号#1X 150μm, #1Y 150μm 切顺序阀后下降2005.08.2800:204号#1X 121μm, #1Y 123μm 切单阀后下降2005.08.3006:304号#1X 140μm, #1Y 100μm 阀切换中出现，切单阀后下降2005.08.3015:304号#1X 142μm, #2瓦振42μm切顺序阀后下降2005.09.1507:204号#1X 150μm, #1Y 152μm 切单阀后下降2005.09.2213:554号#1Y 144μm 切单阀后下降2005.09.2404:124号#1X 149μm, #1Y 157μm 切单阀后下降2004年冬季供暖期开始后，两台机组#1轴承轴振均出现波动现象。

起先振动波动偶尔发生，波动范围也相对较小，但2005年后这种现象越来越严重，表现在发生的频率增多和波动时振动的峰值增大，严重影响机组的安全运行。

据不完全统计，2005年4、5号机组发生数十次#1轴承轴振波动问题。

表1为电厂统计的2005年6月至9月4、5号机组振动波动的发生情况。

2006年开始，振动波动现象更加频繁，有时一天出现多次波动。

2006年1月1日，5号机组#1轴承轴振波动，尽管运行人员采取多种措施操作，但是仍无法控制振动，最终振动超过260μm而打闸停机（该轴承轴振保护已解除）。

2006年1月7日至8日，4号机组#1轴承轴振发生波动，其最大振幅也46 电站系统工程2010年第26卷超过260μm，运行人员采取阀切换等措施才使振动得到控制。

2 振动特点图1所示的是便携式振动数采系统记录的4号机组2006年1月8日20:21至1月9日15:16期间#1轴承轴振和#1~#2轴承瓦振变化趋势图，其中带供热负荷运行时，电负荷100 MW左右，1月9日9:35分后机组变为纯凝汽工况运行，负荷120 MW左右。

期间#1轴承轴振出现2次明显的振动波动，一次发生在1月9日01:06，最大振动为109μm，另一次发生在1月9日12:03，最大振动为129μm，通过阀切换等操作后振动逐渐回落。

图2所示的是便携式振动数采系统记录的5号机组1月9日16:26至1月10日15:20期间#1轴承轴振变化趋势图，机组带供热负荷运行，电负荷100 MW左右。

期间也出现多次振动明显波动，其中一次发生在1月9日19:43，最大振动为120μm，一次发生在1月10日01:36，最大振动为93μm，还有一次发生在1月10日14:30，最大振动为116μm，后振动逐渐回落。

需要说明的是，振动增加时的振动频谱与振动稳定时的一样，均以工频分量为主。

4号机组#1轴承轴振动波动时，其相位约有20°的变化；而5号机组#1轴承轴振动波动时，其相位在0～360°之间变化。

根据现场实测结果及电厂提供的运行记录，4、5号机组#1轴承轴振动具有如下特点：(1) 该振动增大与机组负荷、主汽和再热蒸汽参数、抽汽参数、排汽真空、汽封蒸汽参数等没有直接关系，振动的波动既出现在纯凝汽运行工况，也出现在抽汽供热运行工况；(2) 该振动的增大和降低有一相对较长的过程，振动通常逐渐增大到一相对最大值，采取某些措施后振动又逐渐回落至原始水平；(3) 振动波动时以工频分量为主，其他频率成分很小；(4) 轴振动波动时振动相位也有一定的变化，4号机组相位变化20°左右，而5号机组相位在0～360°之间变化；(5) 振动波动时#1轴承瓦振基本不变，但5号机组#2轴承瓦振有一定的反映；(6) 当振动增大到较大水平时，一些运行操作措施可以减小振动，比较有效的方法是调门运行方式的切换，即切顺序阀运行为单阀运行或切单阀运行为顺序阀运行，或多次相互切换。

冬季运行时减小抽汽量、增大电负荷对降低轴振也有明显的作用，但有时不进行任何操作，振动也能降下来，回到原始值；(7) 机组检修后运行初期，振动基本稳定，但一段时间后，振动波动现象再次出现。

图1 4号机相关轴承振动趋势图图2 5号机相关轴承振动趋势图3 振动原因分析和处理3.1 振动原因分析由于振动的波动以工频分量为主，说明振动增大时高中压转子平衡状态发生恶化。

根据振动增加和振动回落的逐渐性，判断振动是因高中压转子发生了动静碰磨引起转子热弯曲、进而引发转子质量不平衡所致。

通常高中压转子产生动静碰磨的部位有汽封、油挡、动叶围带、轴承等，考虑到该两台机组投运初期及更换可调蜂窝式汽封后振动尚好，而更换浮动油挡后就出现振动波动的情况，最有可能产生碰磨的部位是新换上的浮动油挡。

3.2 浮动式油挡碰磨机理(1) 浮动环与转轴之间存在干摩擦现场使用的浮动油挡一般作为轴瓦外油挡或密封瓦的浮动式内油挡。

在正常运行中，这些部位大多情况下只存在极少量的漏油，其漏油量不能满足浮动环与转轴间形成正常油膜的需要。

因此浮动油挡在运行中浮动环无法浮起，实际处于干摩擦状态。

这种干摩擦将使转轴形成明显的不均匀受热，引起热弯曲，而且因浮动环具有耐磨性，这种摩擦振动可在很长时间内存在。

(2) 安装不当或结构不当为获得良好的密封效果，往往将径向间隙设计得很小。

但是过小的径向和轴向间隙会引起浮动环的卡涩，而过大的轴向间隙使浮动环失去导向和定位，在轴上发生倾斜（不垂直）引起卡涩。

现场使用的有些浮动油挡，只有下半部分装有限位壳体，上半部分可自由地轴向摆动。

在径向间隙不是十分大的情况下，浮动环会发生轴向倾斜而卡涩。

(3) 材料不过关目前相当数量的浮动油挡，特别是高中压转子轴瓦上的浮动油挡，只经几个或数十个小时的运行，停机检查即可发现浮动环已产生明显的变形和裂纹。

因此在运行中原设计间隙无法保证，浮动环的卡涩难以避免。

第3期 葛 祥等：汽轮机高中压转子浮动油挡摩擦振动分析 47此外，由石墨、聚氟乙烯复合材料、毛毡条等构成的浮动油挡和接触式油挡，尽管这些材料较软，但都很耐磨，当它们与转轴接触压力较高时，转轴旋转摩擦产生的发热量较大。

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汽轮机动静摩擦故障分析及解决措施

汽轮机动静摩擦故障分析及解决措施

汽轮机动静摩擦故障分析及解决措施摘要：本文详细介绍了汽轮机动静摩擦故障的分析及其解决方案。

在无动静摩擦技术的情况下，汽轮机的正常工作必须依靠动静摩擦的作用。

当存在摩擦焊接缺陷、过热或基座缺乏平衡时，将导致汽轮机的动静摩擦故障。

因此，本文首先详细介绍了动静摩擦故障的原因，并采用实验方法分析其对汽轮机性能的影响。

根据分析结果，本文提出了解决汽轮机动静摩擦故障的有效措施，包括优化汽轮机的设计、选择合适的材料、定期观察和保持汽轮机的结构等。

关键词：汽轮机；动静摩擦；故障分析；解决措施正文：1. 引言汽轮机动静摩擦技术是汽轮机可靠性的重要保障，一致都被广泛应用于海上机电设备中，但也可能造成汽轮机故障。

本文首先提出汽轮机动静摩擦故障分析的理论框架，并采用实验方法分析其故障影响，最后给出汽轮机动静摩擦故障解决方案。

2. 汽轮机动静摩擦故障分析汽轮机动静摩擦系统的正常运行必须依赖于动静摩擦的均衡作用，一旦受到干扰，就会造成动静摩擦故障。

典型的汽轮机动静摩擦故障有摩擦技术缺陷、基座不平衡、摩擦面过热等，这些故障的严重程度直接影响汽轮机的可靠性和使用寿命。

因此，研究汽轮机动静摩擦故障的发生机制及其对汽轮机性能的影响十分必要。

3. 实验研究为了深入了解汽轮机动静摩擦故障的发生机制及其对汽轮机性能的影响，本文采用实验研究方法，通过不同条件下模拟摩擦故障，研究其对汽轮机性能的影响。

4. 解决方案根据实验结果及以往研究成果，本文提出了解决汽轮机动静摩擦故障的方案，包括优化汽轮机的设计、选择合适的材料、定期观察和保持汽轮机的结构等。

5. 结论本文详细介绍了汽轮机动静摩擦故障的分析及其解决方案。

实验研究结果表明，当存在摩擦焊接缺陷、过热或基座缺乏平衡时，将导致汽轮机的动静摩擦故障。

根据分析结果，本文提出了解决汽轮机动静摩擦故障的有效措施，以保证汽轮机的可靠性和使用寿命。

6. 优化汽轮机设计优化汽轮机的设计是提高汽轮机可靠性的重要措施。

汽轮机振动大的原因分析及其解决方法（3）

汽轮机振动大的原因分析及其解决方法（3）

汽轮机振动大的原因分析及其解决方法（3）二、火电厂汽轮机常见异常振动的分析及解决措施1、油膜震荡（1）产生的原因分析油膜自激震荡是由于汽轮发电机转子在轴承油膜上高速旋转时，丧失稳定性的结果。

稳定时，转轴是围绕轴线旋转的。

当失稳后。

一方面转轴围绕其轴线旋转，另一方面该轴线本身还围绕平衡点涡动。

轴线的涡动频率总保持大约等于转子转速的一半，故又称半速涡动。

当半速涡动的涡动速度同转子的临界转速相重合时，半速涡动被共振放大，就表现为激烈的振动。

油膜振动具有下列特征：① 油膜震荡一经发生，振幅便很快的增加，使机组产生激烈振动。

这种振动随着转速的升高，振幅并不减小。

失稳而半速涡动可能较早。

而油膜震荡则总是在2倍于第一临界转速之后出现。

② 油膜震荡时，振动的主频率约等于发电机的一阶临界转速，且不随转速升高而改变。

③ 发生油膜震荡时，振幅将不只是于转速一致的工频振动，而且还有低频分量。

④ 发生油膜震荡的轴承，顶轴油压也发生剧烈摆动，轴承内有明显的金属撞击声。

⑤ 油膜震荡严重时，仔细观察可以看到主轴的外露部分在颤动。

（2）故障解决措施在机组出现油膜震荡时，可采用以下解决措施：① 增加轴瓦比压。

② 减小轴瓦顶部间隙或增大上轴瓦轴承合金的宽度。

③ 减小轴颈与轴瓦的接触角，一般可减小至300～400。

④ 降低润滑油动力粘度。

例如提高油温或选用粘度较小的润滑油等。

⑤ 用平衡的方法将转子原有不平衡分量降得很少。

2、汽流激振（1）产生的原因分析汽流激振类振动有以下特点：a、汽轮发电机组的负荷超过某一负荷点，轴振动立即急剧增加；如果降负荷低于负荷点，振动立即迅速减小。

b、强烈振动的频率约等于或低于高压转子一阶临界转速。

c、汽流激振一般为正向涡动。

d、发生汽流激振的部位在高压转子或再热中压转子段。

其原因主要是由于叶片受不均衡的气体来流冲击就会发生汽流激振；对于大型机组，由于末级较长，气体在叶片末端膨胀产生流道紊乱也可能发生汽流激振现象；轴封也可能发生汽流激振现象。

汽轮机异常振动原因分析及解决对策

汽轮机异常振动原因分析及解决对策

汽轮机异常振动原因分析及解决对策1、轴承失效汽轮机的轴承是承载转子重量和作用在转子与固定部件之间的转矩和摩擦力的重要部件。

轴承失效会导致转子不稳定，而出现异常振动。

轴承失效的原因有很多，包括磨损、疲劳、润滑不良等。

2、不平衡不平衡是另一个导致汽轮机异常振动的常见原因。

由于制造和安装过程中的误差或设备本身的结构问题，使得转子的重心与转轴并不重合，从而导致不平衡振动。

不平衡振动的程度与轴向力大小成正比。

3、过度松动设备使用推力轴承时，转子的轴向位置需要受到控制，而过度松动会导致推力轴承失效，使得转子位置不稳定，产生振动。

4、共振共振是指当机械系统受到外部作用时，系统产生振动频率与外部激励频率相同时，系统振幅会大幅增加的现象。

当共振现象出现在汽轮机内部时，转子就会出现异常振动。

5、管路泄漏或堵塞汽轮机内部的管路存在泄漏或堵塞问题会导致流体介质流动方向改变或压力偏差，产生不稳定的振动。

采用更高耐磨损的轴承或者增大轴承的尺寸以提高轴承的承载能力，以延长轴承使用寿命。

此外，定期检查和维护轴承也是非常重要的。

进行动平衡或者静平衡等校正，调整转子的重心位置，使之达到平衡状态。

通过紧固螺钉或套环等方式设置限位装置，防止设备出现过度松动情况。

采用降低振幅的措施，如增大阻尼，加装减振器等来防止共振现象的出现。

定期检查和维修管路，确保其中没有泄漏或者堵塞现象的出现。

采用对管路周围进行加固等方案来消除振动。

三、总结汽轮机异常振动必须得到及时的发现和解决，以确保设备的正常运行和使用效果。

在汽轮机的运行过程中，要加强设备的监测和维护，定期检查和管理设备的轴承、管路等，保证设备处于良好的运行状态。

振动案例第二篇：摩擦振动

振动案例第二篇：摩擦振动

案例1：转子与软体接触的摩擦振动YL电厂2号机组，上海汽轮机厂与哈滨电机厂组配机组，属国产引进型300MW 机组。

1994年3－4月，机组完成整套试运后，进行了一次小修，其中包括处理＃6瓦外油档漏油更换“塑料王”油档、＃4瓦翻瓦检查、前箱检查等工作1994年4月22日小修后开机，升速过程中和刚到3000/min时，发电机轴振不大（图1－1）。

进行并网操作中，振动缓慢爬升。

16时整并网后振动爬升加快，20分钟后机组负荷达到75MW时跳机（图1－2）。

振动频率以1X为主（图1－3）。

相位基本不变。

停机取出“塑料王”油档，扩大间隙后摩擦振动消失。

该机组还于1996年4月19日小修后，发生同样振动问题，将油档间隙从0.1mm扩大到1.0mm，振动消除。

案例2：转子与金属体接触的间歇式摩擦振动XF电厂2号机组，为东方电气集团公司制造，300MW，1998年投产。

运行中多次发生低压转子振动剧增，低压缸后轴承处伴随劈啪声响。

每次运行人员靠减负荷及降低轴封温度，使振动恢复原值。

多次捕捉振动故障信息，没能成功。

2002年2月26 日，低压转子再次爆发强烈振动时，TDM系统捕获部分有意义的振动信息。

振动逐渐减小到原值，约需30分钟。

中机组停机。

振动故障发生时轴心轨迹和频谱时域（略）诊断为低压缸摩擦振动。

外围检查时发现，＃4瓦前端外油档，由于下油档定位螺栓断裂（正常装配是，定位螺栓通过支撑在缸中分面上的垫片，使下油档悬挂在箱体上，上油档的中分面支撑在下油档的中分面上），下油档下沉，上油档随之塌落到转子上（右侧向下错动5mm以上），上油档顶部与转子接触时即发生摩擦振动。

转子与＃4瓦前端外油档接触部分，磨出了5道很深的沟槽，象车削一般整齐。

案例3：汽轮机转子周期性摩擦振动YH热电厂2号机组,由武汉汽轮发电机厂生产，容量28MW。

机组2002年底进行了大修，2003年5月1日突发异常振动。

1、第一阶段监测(频谱分析)2003年5月1日20时30分开始，在机组不停机故障运行状态下，采用模拟键相器获得了机组故障频谱特征，同时监测了振动通频值随时间的变化规律。