包钢西区焦化13000空分装置配套驱动氧压机用汽轮机组振动超标分析处理

（中国空分设备有限公司，浙江 杭州 310051）

包钢西区焦化13000空分装置配套驱动氧压机用汽轮机组振动超标分析处理

申 健 吴志成

（中国空分设备有限公司，浙江 杭州 310051）

本文介绍了包钢西区焦化空分装置配套驱动氧气透平压缩机用汽轮机组联动试车时出现振动超高的情况，分析了故障原因，描述了处理的过程与结果。

汽轮机组；振动；不平衡

1 机组概况

包钢西区焦化13000空分装置配套的杭氧透平有限公司生产的氧气透平压缩机由杭州汽轮机股份有限公司生产的单出轴全凝式汽轮机驱动，汽轮机为整体撬装式，排汽侧与氧气透平压缩机相联，型号NK25/28/25，工作转速为12700rpm。

2 试车情况与以及相应分析和解决

13年12月19日汽轮机进行了单试时，因为施工单位的失误，在拆卸机组联轴器半重量模拟盘时未对其原始安装位置进行标记，为避免错误安装模拟盘可能导致振动超标，影响试车结果，经与杭汽调试工程师及总承包单位商议，汽轮机组单试时不安装半重量模拟盘。单试过程中，汽轮机组驱动端振动最高值（p-p）为31μ，非驱动端振动最高值为37μ。虽然振动值相比厂内单机试车时偏高，但是考虑到没有安装半重量模拟盘的影响，同时也因为单试时排汽温度过高，达到125℃，在机组电子和机械超速试验结束后，杭汽调试工程师很快将汽轮机停车，各方初步认为汽轮机单试合格，准备下一步进行与氧气透平压缩机组的联动试车。

12月31日首次进行了氧气透平压缩机组的联动试车。联动试车时，氧气透平压机组的振动基本保持稳定，维持在10μ上下，但汽轮机组振动较大。在达到11430rpm暖机转速时，汽轮机组振动峰值为24～27μ，转速升至12700rpm工作转速后，排汽侧振动缓慢上升至45μ，并且有继续上升的趋势。汽轮机组的振动报警值为50μ，联锁跳车值为75μ，为防止机组跳车，决定将转速降至11430rpm，增加暖机时间，降速后汽轮机组振动值恢复至29～31μ。40分钟后将转速升至12700rpm，振动缓慢上升趋势不变，当振动值升至49μ后，再次降速至11430rpm，振动恢复至30～34μ。40分钟后进行第三次升速试验，振动状态趋势表象与前两次相同。为保证氧气透平压缩机组的机械试车继续运行，第三次降速后，现场将维持转速在1143rpm，运行4小时候停车，期间振动恢复至34～39μ。本次联动试车时，润滑油供油压力维持在1.8bar、39℃，汽轮机组轴承温度一直保持稳定，为73℃，通过试车情况，现场做出了如下初步分析：

表1 汽轮机组振动值随进油温度及转速的变化

（1）现场对排缸猫爪垫圈进行了检车，垫圈活动自如，因此可以基本排除发生顶缸的情况。

（2）试车过程中，试着在转速11430rpm时，通过改变氧气透平压缩机的导叶和放空阀开度来改变负荷，但是汽轮机组的振动情况无明显变化，且氧气透平压缩机组与汽轮机组相连侧的轴承振动情况良好，没有异常，因此可以基本排除转子不对中的情况。

（3）汽轮机组每阶段升速时，振动值都随转速有上升趋势，虽然敏感度不高，但是不能排除轴系存在动不平衡原因。

（4）查阅汽轮机组随机资料，图纸上所示该机组采用可倾瓦轴承，因此基本排除了油膜振荡或油膜涡动。

（5）汽轮机组振动在11430rpm时，振动随负荷变化不明显，升速12700rpm后振值上升的变化趋势也很缓慢，并不是突变，因此发生汽流激振的可能性也比较低。

（6）管道应力导致振动升高的迹象不明显，转动部件飞脱基本可以排除。

（7）密封间隙动力失稳或支撑系统失稳、松动暂无法判断。

停车后，施工单位反映，确认汽轮机组的支撑轴承安装时为两油隙的椭圆瓦轴承，非可倾瓦轴承，因此14年1月2日再次进行联动试车来查找原因。本次试车主要的目的为观察轴承进油温度的改变对汽轮机组振值的影响，以便找出振动超高的原因，具体结果详见表1。从表1中可以明显的观察出，轴承进油温度对振动值的影响非常大，结合机组采用的是椭圆瓦轴承，因此现场推测振动超高的主要原因为高转速下轴承的油膜失稳导致。现场将两次试车的情况反映给设备制造厂家，要求其尽快派遣工程师到现场解决，并携带振动分析仪器对机组进一步检查。

1月4日，杭汽服务工程师到达现场后，机组进行了第三次联动试车，继续检查并确认机组振动高的原因，汽轮机组振动情况的具体表现与前两次试车基本一致，期间振动最高值达到67.4μ，但是频谱分析结果却与现场第二次联动试车推测的原因完全不同。

表2 汽轮机组振动值分解结果

从表2中可以看到，67.4μ的汽轮机组振动值（p-p）分解后，在表示油膜形成问题的半倍频上振动分量仅有0.56μ，在表示对联轴器对中可能存在问题的二倍频上的振动分量仅有1.52μ，而在工频上的振动分量高达63.3μ。根据频谱分析的结果，工频的振动分量超过了总振动值的95%，因此主要矛盾转而集中在轴系的不平衡上。

为检查确认不平衡量出现是出现在联轴器处还是汽轮机转子处，现场决定拆除联轴器，将半重量模拟盘试装回汽轮机轴头，重新对汽轮机组单试。汽轮机组单试工作共进行了三次，每次单试后，根据频谱分析的结果，将模拟盘转动一定的角度，前两次单试情况很不理想，不仅没有较大改观，甚至进一步恶化，但第三次单试汽轮机组的运行情况非常好，所有指标均在合格范围，并且与出厂合格证上的数据基本保持一致，最高振值为24μ，符合API612标准的要求，就此现场排除了汽轮机转子不平衡的情况，确认残余不平衡量出现在联轴器端。

在确认联轴器处存在不平衡量后，现场原计划请联轴器厂家到现场对联轴器进行现场动平衡，但是为尽快实现空分装置的投运，以便包钢焦化项目后续工程的进行，在确认汽轮机转子无缺陷后，总包方决定试着将联轴器从厂家给定的安装位置旋转一定的角度后再进行联动试车，看能否通过改变不平衡量的方位来进行纠正。经过三次更换联轴器安装角度的试验，在工作转速12000rpm下，汽轮机组的振动值可以稳定在进汽侧20/12μ，排汽侧23/33μ，虽然排汽侧振动值较其他新机组仍然略高，但是相比前几次的试车情况已经有非常大的改进，可以满足机组长期运行并移交最终用户使用。

结语

汽轮机组振动大的主要原因为存在不平衡量，经分析，不平衡量出现在250°方向（以汽轮机键相位槽处为基准，顺时针方向），大小约为5g。联动试车时不平衡量没有表现出对氧气透平压缩机组的振动产生较大的影响主要在于，氧压机组的转子较沉，质量较汽轮机转子大出一倍多，不平衡量对其的影响相对较小。同时，也因为不平衡量较小，在低转速时对振动值的影响也较小，而在达到工作转速后表现出来。第二次试车油温对机组振动影响巨大的主要原因应为轴承选择不是特别合理，导致在高进油温度下油膜形成的阻尼无法抑制机组的振动，使得汽轮机组略显“娇贵”。现场试车时也发现，润滑油的供油压力随供油温度的变化很敏感，供油温度升高5℃，供油压力可以降低约30～40kPa，回油总管的视镜处也可见较为大量的白色泡沫，因此也不排除油品质量的问题导致轴承进油温度对振动的影响较大的原因。同时本次汽轮机组振动的处理方法为非常规的临时手段，在适当时机，仍需将联轴器恢复至厂家给定的安装位置，通过现场动平衡来进行最终的消缺处理，并不能作为其他机组振动超高问题时的处理指导，但试车期间的分析过程可以为类似问题提供参考。

参考资料

[1]石油、化学和气体工业用轴流、离心压缩机及膨胀机-压缩机API617标准（第7版）[Z].2002.

[2]ISO 1940-1-2003，机械振动-刚性转子的平衡质量要求[S].

[3]吕凤霞，别锋锋，曾文，王世宇.基于振动可视化的机械系统级故障诊断方法[J].大庆石油学院学报，2011（04）.

TH83 < class="emphasis_bold"> 文献标识码：A

A