机组振动诊断及处理

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1、机组振动诊断及处理杨棋【摘要】从振动与激振力和部件动刚度的关系出发，测试了机组的振动特性分布，指出了引起#3轴承振动的主耍原因，提出了消除振动的可行措施。0•前言机组振动过大，将造成动静部份磨擦，使某些紧固件松脱和疲劳损坏,甚至造成设备事故。我国水电部1959年规定,3000r/min机组，振动20um为优，30um为良，50um为合格。热电厂#1、2机组(ASL-12-1型)，系罗马尼亚Rista工厂生产的中温中压冲动式双抽凝汽式机组，1976年投产。由于当时天然气锅炉投运,电网电价低，一直较少运行。1992年后，随着煤锅炉相断投

2、产，川维电厂逐渐从供热为主过渡到热电自给自足。1995年后，#1>2机组开始长年运行，机组设备状况，直接影响热电厂生产经营日标的完成。1996年开始，#1>2机振动情况一直不稳。检修后，在30um左右,但运行2000h后，逐渐增大到60um,甚至达90um,严重威胁设备安稳长运行。因此，诊断#1、2机#3轴承振动，提出处理措施，显得刻不容缓。1、振动与激振力和部件动刚度的关系汽轮机所发生的振动，根据振动性质，可分为强迫振动和口激振动。虽然这两种振动在频率特性上有交叉的地方，但强迫振动的分波共振有敏感转速的共振特征，实际上很少，故当呈

3、现低频振动时，基木上是自激振动，而一旦呈现同频和高频振动，基本上属强迫振动。#1、2机组#3轴承振动，基本上是在3000r/min时产生，经过转速试验，振动与转速升高或降低关系不大，故属强迫振动。在强迫振动中，部件上呈现的振幅与作用在该部件上的激振力成止比,与它的动刚度成反比。可用公式表示如下：A=(uXp)/Kc(1)式中u动态放大系数1p——激振力NKc—一支承轴承的静刚度N/cm式([)可以写成A=p/(Kc/u)=p/Kd(2)Kd支承系统的动刚度由式(2)可以看出，减小振动的途径有两条，一是减少激振力p,二是增加支承系统的

4、动刚度Kdo#1.2机组每次检修后，振动均在30um以内，但随着运行时间延长，振动逐渐增大。因此，由于转子不平衡力、电磁激振力、流体冲击力、转子刚性不对称的惯性力等引起的振动，均可以排除。引起#3轴承振动，应从动刚度方面去诊断。而影响动刚度的因素有三方面：(1)连接刚度：部件之间是否紧密，可以通过测试差别振动来判断。(1)共振：转速试验来查明。（3）结构刚度：部件及其座落基础本身结构的坚固程度。由于#1、2机大修后一段时间内，振动正常，故可以排除共振与结构刚度引起的振动。是不是连接刚度不够而引起的振动，可以通过振动特性分布来判断。2

5、、#3轴承外部特性试验外部特性试验，就是当轴承发生较大振动时，在轴承座的各对称位置上测量其振动值，然后进行分析。对一个轴承座来讲，转子产生的激振力是由轴颈作用在轴承上，通过轴承传到轴承座、台板和基础。如果轴承座和台板、台板和基础之间连接稳固，而口轴承座支承刚度分布也对称，则轴承座各点振幅是沿其高度的降低而减小的。一般在同一轴向位置，测点上下标高差在100mm以内的两个连接部件，在连接坚固的情况下，其差别振动应小于5um01997年3月3FI,测量#2机#3轴承振动特性分布如图2（图1#3轴承座振动特性测点）可以看出，基础与台板之间的

6、差别振动为12um和2um,基本正常，但轴承座与台板之间的差别振动2、3点为60um>7、8点97um,是标准值的20倍，且右侧比左侧大30umo说明轴承座与台板之间的连接严重不良，特别是右侧。从基础的振幅來看，只有3um,证明激振力是不大的。因此，可以断定轴承座的动刚度不足，是引起#3轴承振动的主耍原因。3、轴承座与台板连接状况分析机组#2、3轴承座与低压汽缸连接方式为钢板焊接结构，与台板连接方式为螺钉连接。每次检修后，螺钉垫圈与台板间隙按《汽机检修规程》调整为4um,以便于机组受热膨胀，即滑销间隙为4um。随着机组运行时间增加（

7、一般为2000h）,由于高频率振动，垫圈被磨损，使间隙逐渐增大，导致振动增大，从而加剧垫圈磨损，形成恶性循环。图2为机组检修后运行2000h的滑销间隙：3（图2#2、3轴承座滑销间隙）从图2可以看岀，滑销间隙基本上都超标，特别是右侧端部，是标准值的3倍，左侧端部是标准值的2倍。因此，可以推断，轴承座与台板固定螺栓垫圈蘑损，造成滑销间隙增大，是引起轴承座动刚度不足的主耍原因。4、消除振动的措施由于轴承座与低压缸连接方式己定，要改变为一结构，将采取巨大手进，从联接螺钉结构上分析，如图3,由于振动，致使滑销间隙a不断增大，而每紧螺钉一次，

8、使a减小，振动立即减小（拧紧标准是，轴承座与台板的差别振动为3-5um）o但由于螺钉凸肩b处与台板相抵，使得拧紧量有限，且每次拧紧后，运行时间仅为200ho术。因此，寻求轴承座与台板连接方式上改（图3轴承座与台板联接示意图）97年5月