核电厂汽轮发电机组轴承振动高分析与处理

动故障诊断分析，提出振动最可能的原因为励磁机套装靠背轮松动&检查发现套装靠背轮有一定瓢偏且连 接螺栓紧力不均匀，针对这两种异常现象可能引起振动的机理进行了深入的分析和计算，最终得出靠背轮松

动是根本原因；更换励磁机转子，重新开机后振动恢复正常&关键词：核电厂；轴承振动；套装靠背轮；靠背轮螺栓；紧力不均中图分类号：TM623 文献标志码：A 文章编号：1671-086X(2020)02-0124-05D01：10.19806/j.cnki.fdsb.2020.02.011Analysis and Treatment on High Shaft Vibration of4 Turbo-Generator Set in Nuclear Power StationJia Kaili1, Huang Qianjin2, Cai Yongjun1(1. China Nuclear Power Operations Co., Ltd., Shenzhen 518124, Guangdong Province, China；2. Daya Bay Nuclear Power Operations and Management Co. Ltd., Shenzhen 518124,

Guangdong Province, China)Abstract: To solve the problem of high vibration that approaches the trip value encountered by shaft 11 in No. 2 turbo-generator set of a nuclear power plant during startup after overhaul, fault diagnosis was

conducted, based on which, the most possible cause was believed to be the loosened shrunk coupling. Two abnormities were found in the subsequent examinations, such as the deflected coupling and the unevenly t ghtened connect on bolts!and the root cause of the fa lure was determ ned to be the loosened shrunk

coupl ng by means of further analys s and calculat on on the v brat on mechan sm that may be resulted from thetwoabnormtes.Theproblem wasfnalysolvedbyreplacngtheexcterrotor.Keywords: nuclear power plant； shaft vibration； shrunk coupling； coupling bolt； uneven tightness某核电厂启机过程中11号轴承振动高，对

机组，额定功率为983 MW)1] ,1994年投产&机

其进行原因分析时发现可能是套装靠背轮松动 或靠背轮螺栓紧力不均匀导致振动高&笔者从

组由1台双流高压缸、3台双流双排汽低压缸、1 台发电机和1台励磁机及尾端电动盘车组成，轴 系总长约为50.5 >;高压缸为单层缸，低压缸为

理论上按材料弹性变形范围计算靠背轮端面瓢 偏引起大轴弯曲对振动的影响，从单一螺栓失去

双层缸结构，发电机为水氢氢冷却，励磁机为空 气冷却；整个轴系由12个径向瓦和1个推力瓦组

紧力分析计算靠背轮螺栓紧力不均对振动的影 响，以及实施不同位置模拟加重对振动的影响, 结合大修停机检查数据分析，找出引起轴承振动

成，1〜10号径向瓦为圆筒瓦,11.12号为可倾

瓦&机组振动要求为：1〜12号轴承振动报警值 为135 建议打闸值为185 绝对打闸值为

250高的根本原因，并依此制定了处理方案&1 机组概况该核电厂安装了 2台英国产冲动式汽轮机

汽轮发电机组轴系振动测点布置见图1&收稿日期：2018-08-26；修回日期：2018-10-29作者简介：贾凯利(1967-),男，教授级高级工程师，主要从事汽轮机技术管理工作&E-mail: jiaLaili@cgnpc. com. cn第2期贾凯利等：核电厂汽轮发电机组轴承振动高分析与处理・125・3579Q高'【缸1号低压缸另低压缸3号低压缸发电机励磁机246图1汽轮发电机轴系振动测点布置图8101211号轴承为励磁机前轴承，励磁机整体结构

从前向后主要由转子大轴、套装靠背轮、副励磁

机、1号轴承、主励磁机、旋转整流器、滑环、12 号轴承及盘车短轴组成&励磁机前靠背轮采用 加热后套装装配工艺(简称热套)，结构见图2,装 配后对靠背轮前后端面车削加工确保与大轴垂

直&励磁机与发电机靠背轮(简称励发靠背轮) 通过剪切套和螺栓连接&发电机「 励磁机(b)励磁机前靠背轮端面螺栓分布图图2励磁机前靠背轮结构图2存在的问题2016年5月27日该核电厂2号机组第J次

大修后冲转至3 000 r/min,10号轴承振动、11号

轴承振动的振幅及相位与历史基本一致，振动处 于良好水平&机组超速试验后再次升至3 000

r/min,振幅和相位都有些变化，并网后11号轴承

振动快速升至177 并居高不下，机组功率达到

740 MW时,发电机转子热不平衡开始发挥作用， 10号轴承振动、11号轴承振动同时降低，随后又

快速大幅上涨，其间相位也大幅变化&机组功率 升至828 MW时，发电机转子膨胀受阻又逐渐释

放,机组满功率后，10号轴承振动、11号轴承振动

均稳定在良好值&振动与功率曲线变化过程见图

3,机组各个功率平台振动和相位数据见表1，振

动矢量变化见图4(0、O、△分别为10号轴承振 动、11号轴承振动、12号轴承振动，振动状态选取日期图3 机组开机过程10号轴承振动、11号轴承振动的振幅随功率变化情况表1各个阶段振动数据\">2(°)工况机组状态10 号 11 号 12 号

轴承振动轴承振动轴承振动1汽轮机首次冲转 至 3 000 r/min79 26352 27427 23302汽轮机2次超速后

再达 3 000 r/min86 27471 210340 23383机组并网前刻8726589 210145 23324机组功率为102 MW85 261157 211372 23285机组功率为669 MW92 263171 212086 23366机组功率为796 MW19 229289 24528 22897机组功率为800 MW8422591642838 22238机组功率为838 MW672259170 21643 22329机组功率为986 MW23 29357 29135 2338图4升功率期间发电机、励磁机振动矢量轨迹图-126 -发也没禺第34卷由图3、图4及表1可得11号轴承振动的特 征：（1）机组超速试验后幅值和相位都有轻微改 变；（2）初期随励磁电流、并网和功率增加振动迅 速增加，有时滞现象；（3）中期发电机转子热不平 衡影响开始前，11号轴承振动始终维持在高位,

随励磁电流和功率增加变化不显著；（4）从频谱

上看，11号轴承振动以1倍频工频振动为主，并 伴有少量2倍频和3倍频分量\"5）11号轴承振

动大幅上升过程中，10号轴承振动、12号轴承振 动也有一定变化，但不明显\"6）对11号轴承座

和励磁机台板振动检查无异常&3原因分析及处理结果该机组一直存在发电机转子热不平衡问题,

近些年每次开机升功率到700 MW以上时10号轴

承振动的振幅和相位都会大幅变化，只是此次热不

平衡变量是历史热不平衡变量的2倍以上，笔者着 重研究机组冲转至升到700 MW功率间励磁机11

号轴承振动高问题。由图4可见：机组首次冲转至3 000 r/>in到

669 MW,11号轴承振动矢量变化128 \">2128°， 12号轴承振动矢量变化47 \">2335°，方向几乎相

反，这与励磁机转子主要为二阶振型特征相符，但

11号轴承振动变化量为12号轴承振动的2倍以

上。此外,11号轴承振动大幅上升时,10号轴承振

动也有12 \">260。小幅上涨，这个过程与10号轴 承振动历史上热不平衡变化方向247。相差几乎

180°，是历次10号轴承振动对11号轴承振动影响

的反向过程，但由于励磁机转子质量小，所以励磁 机转子对发电机的影响远小于发电机对励磁机的 影响。上述现象表明问题在励磁机转子前半段，主

要部件包含套装靠背轮、导电杆、副励磁机、11号

轴瓦、主励磁机；通过对各部件失效及其振动表现 详细分析,大多数原因被排除。笔者重点研究靠背

轮松动和靠背轮螺栓紧力不均匀，结合大修中检查 发现的异常进行深入分析。3.1励发靠背轮连接状态下晃度和同心度测量结果大修停机后，测量励发靠背轮连接状态下晃

度,发电机侧最大晃度为0. 188 >>，励磁机侧最大 晃度为0. 13 mm,晃度高点在靠背轮12号螺栓前 后,通常靠背轮连接状态下晃度&0.05 mm,发电

机、励磁机轴颈位置晃度均<0.01 mm（标准要求

&0.01 mm）测量励发靠背轮同心度为0.0J

mm （标准要求& 0. 018 mm ）;轴颈同心度为 0. 0 06 5 mm（标准要求& 0. 01 mm）。连接晃度超

标可能与靠背轮瓢偏有关。对于同心度超标问题,

假设轴颈和靠背轮同心度都产生了 0.05 mm偏 差,且方向在相同的极端情况下，转子偏心不平衡 量和历史上励磁机前端加重影响系数计算结果，对

11号轴承振动影响只有50 \"m左右，因此励发靠

背轮同心度超标不是导致振动高的主要原因。3.2解体时螺栓紧固状态检查解体过程中用力矩扳手测量靠背轮螺栓紧 固情况，发现部分螺栓有不同程度松动（见表2）。表2螺栓松动记录结果螺栓编号开始旋动力矩/用标准力矩54 0 N-m

（N-m）紧固时的旋转角度/#）1461246133424441354416487746184215955160115701254013540144873.3靠背轮脱开后发电机、励磁机靠背轮晃度与

瓢偏测量结果通常靠背轮瓢偏、晃度的行业标准要求& 0. 02

mm&励磁机前靠背轮晃度为0.05 mm,高点在3

号螺栓位置，励磁机前靠背轮端面瓢偏0. 045 mm, 高点在10〜13号螺栓位置，2个高点相差180。,这

应是同一因素引起的结果，最有可能是靠背轮发生

了松动。发电机后靠背轮晃度为0.06 mm，高点在

12号螺栓位置，端面瓢偏仅0. 015 mm且无明显高

点，怀疑靠背轮外圆可能有局部高点。3.4振动分析计算励磁机靠背轮端面瓢偏、螺栓松动，以及11

号轴承振动并网后振动不平衡位置见图5。180°•—松动的骡栓（旁边数值为松动的角度）；o—未松动的骡栓.且为励磁 机靠背轮端面瓢偏高点；\"一11号轴承振动并网后振动变量对应的不平衡 量位置。图5励磁机靠背轮瓢偏、螺栓松动及

振动不平衡量位置示意图第2期贾凯“等：核电厂汽轮发电机组轴承振动高分析与处理-127 -由图5可以看出：(1) 励磁机靠背轮端面瓢偏高点对应的10〜 13号螺栓未发生松动，此处是两端面结合最紧密

处，对侧螺栓则发生了程度不一的松动情况&(2) 励磁机11号轴承振动突变量的不平衡

量在290。，与松动最大的3号螺栓位置基本相

同，通常有瓢偏的靠背轮紧固后，在弯矩作用下 会造成大轴一定量的弯曲，从而引起11号轴承

振动的剧烈变化&33.1瓢偏引起振动的计算分析靠背轮端面的张口夹角0为：\"=2Q$# ，2$ = Qa

(1)式中：\"为靠背轮张口夹角，rad\"为靠背轮张口，

mm；#为靠背轮外圆直径，mm0由于励磁机转子刚度远小于发电机转子，紧 固螺栓后，偏转变形大多发生励磁机一侧，因此励

磁机靠背轮端面侧的转角7取夹角\"的2/3,即79=2

(2)已知励磁机转子两轴承间中心距L = 5 295

mm，对轮端面至轴承B的跨外段长度1 = 1 870 mm ,# = 620 mm Q= 0. 045 mm，由式(1)、式(2)

计算得出\"=7. 26 X 10V= rad, / =4. 84 X 10V=

rad，进一步可计算由此引起的转子弯曲，见图6。A、B、C、D—2根转子各轴承所在位置\"，是转子支撑点\"i—转子 在轴承A处的转角b—转子在轴承B处的转角1”*—转子的

最大｝度&图6靠背轮端面瓢偏及引起大轴弯曲示意图由图6(a)可以看出：b = /，因励磁机转子弯 曲自靠背轮开始，考虑到发电机转子质量远大于 励磁机，故取发电机靠背轮作为约束点，而轴承B

内径与大轴间隙约为0.60 mm,不作为约束点&

弯曲应力作用在转子上的跨距为轴承A至靠背轮端面，则la」2*为:(3 )根据经验公式，偏心值e閃为:(4)由于励磁机转子在长度方向上结构和质量 分部并不均匀，中部刚度大、质量集中，前端为细 长轴刚度小、质量小，因此弯曲变形主要发生在

前段&在计算质量偏心矩时，取励磁机转子总质

量的1/2,计算出励磁机前风扇位置不平衡量为:式中：Mb为励磁机转子质量，kg；'为励磁机风

扇加重位置的平衡质量，kg；R为励磁机风扇加

重半径，mm。由 1max = 0. 066 4 mm、e = 0. 022 1 mm、MB =

14 400 kg、R = 393. 9 mm计算可得 m = 0. 404 kg，

即转子弯曲的影响相当于在前风扇处加重0. 404

kg的影响，根据历史经验，工作转速下1 kg加重

对11号轴承振动影响大约为400 \"m,因此

0. 404 kg不平衡量将引起162 \"m左右的振动，

与实际振动变化量相差不大。3. 4. 2靠背轮连接螺栓差别紧力引起振动的计

算分析不对称剪力示意图见图7。假设靠背轮由螺 栓传递扭矩，对称螺栓剪力相等(L=L),则靠

背轮只承受扭矩，扭矩$=2 ( L+ Fz).#1(#1为靠背轮螺栓节圆直径)；如果两者不相等(设

L>L),这时F1与L的合力除了转矩M之 外，还有作用于转子中心的力F = L—F1。F随

转子转动，相当于作用在转子上的不平衡力&由 于螺栓剪力的大小与负荷有关，当负荷变化时F励发靠背轮传递功率以励磁机输出功率近 似替代，已知励磁电压为541 V,并网时电流为

1 913 A,则轴功率为1 035 kW；转速为3 000 r/min，靠背轮有14根连接螺栓，节圆半径为280

mm,据此计算出靠背轮传递扭矩为3.295

-128 -发也没禺第34卷kN・>,单根螺栓受剪切力为0. 84 kN。根据发电机后端靠近励发靠背轮处加重的 影响，工作转速下1 kg加重对11号轴承振动的 影响大约为60 等效离心力为31. 5 kN；此处

假定1根螺栓不传递扭矩，对称方向会多承受约

0. 84 kN的力，则产生1. 6 轴振，由此可以看

出几乎没有影响，因此基本可排除该因素&3. 4. 3振动对比分析除了上述故障机理分析和理论计算之外，笔 者从并网前后11号轴承振动发生大幅变化，以

及10号轴承振动+2号轴承振动变化的对应关 系出发尝试寻找故障可能发生的部位&表3为

在3个加重位置模拟加重使11号轴承振动达到

相同变化量时，观察10号轴承振动和12号轴承 振动对应变化量，以期找到最接近真实振动效果 的影响位置。表3变化并网后励磁量及模拟加重机和效发电机果对比振

动$项目10号轴 11 号轴 12 号轴

承振动承振动承振动并网前87265892101452332并网后85261157 2113722328汽轮机与发电机靠背轮处模拟加重时47262722128252321励发靠背轮处模拟加重时84294722128172330励磁机风扇处模拟加重时162166722128312305由表3分析可知：(1) 并网前后11号轴承振动矢量变化量最

大，是12号轴承振动的2倍以上，而10号轴承振 动矢量变化量非常小，尚不足11号轴承振动的

1/10；相位方面，11号轴承振动与12号轴承振动

相差约200。，接近反相，符合励磁机二阶振动的 特点。(2) 3组模拟加重数据中，12号轴承振动变

化幅值较小，10号轴承振动变化幅值较大。振幅

方面，汽轮机与发电机靠背轮模拟加重时，10号 轴承振动幅值接近11号轴承振动幅值的一■半;

励发背靠轮模拟加重时，10号轴承振动幅值与

11号轴承振动幅值接近；励磁机风扇模拟加重

时，10号轴承振动幅值最小，约为11号轴承振动

幅值的1/4。相位方面，因10号轴承振动实际变 化量为6 \">2315°，幅值较小相位可忽略&综合

而言从变化量上看，励磁机风扇模拟加重数据与 实际值最接近&综上比对分析可看出：并网前后11号轴承

振动变化量与励磁机前侧风扇加重效果最为接

近，应是轴产生了轻微弯曲造成质量不平衡&3.5处理措施与结果由于发电机转子热不平衡产生的轴承振动

矢量变化量已超过了 170 \">无法通过临时措施 解决，所以在第19次大修中更换了发电机转子，

同时由于工期限制励磁机套装靠背轮松动问题 无法短时间内处理好，励磁机转子也一同更换& 新励磁机转子靠背轮晃度为0.04 >>，瓢偏为

0. 02 >>，虽然晃度偏大，但是晃度与瓢偏高点没

有对应关系，可能是靠背轮圆周面有些小缺陷& 发电机后靠背轮晃度为0. 025 >>，瓢偏为0. 01

>>，都在良好水平&励发靠背轮连接后同心度

测量结果为：靠背轮为0. 008mm，轴颈为0. 006 5

>>。靠背轮连接后晃度测量结果为：发电机侧

为0. 045 mm，励磁机侧为0. 048 mm。第19次大修后，汽轮机首次冲转至3 000

r/min,10号轴承振动幅值达60 \"m，11号轴承振

动幅值达36 \"m,电气试验期间加励磁电流后发

电机新转子显示出一定的热不平衡，振幅最高升 至91 \"m,在发电机后靠背轮位置加重1 024 g，

重新定速后10号轴承振动幅值为18 \"m,达到满 功率后10号轴承振动幅值为9 \"m，11号轴承振 动幅值为33 \"m,振动高问题得到解决&4结语笔者通过对励磁机振动进行详细分析，认

为机组开机过程中励磁机前端套装靠背轮与大

轴在超速试验时出现了相对位移，这种有限松

动引起靠背轮端面瓢偏，在靠背轮螺栓紧固应 力作用下励磁机大轴产生了轻微弯曲，导致质 量不平衡振动&引起靠背轮松动最有可能的原 因是初始热套安装时有偏差，残余应力在机组

投运多年后特别超速试验过程中由于紧力下降 应力局部释放造成，这与大修中检查发现励磁

机靠背轮晃度和端面超标结果是一致的&笔者

同时运用不同分析计算方法，明确靠背轮松动

是导致振动的主要原因，而部分靠背轮螺栓应 力松弛是靠背轮瓢偏引起额外交变应力长期作 用下的结果&参考文献：)1]广东核电培训中心.900 MW压水堆核电站系统与设备

[M].北京：原子能出版社，2005:504-505,522.寇胜利.汽轮发电机组的振动及现场平衡:M].北京：中国

电力出版社,2007,78-79,124.