吳春梅

（浙江省電力建設(shè)有限公司，浙江 寧波 310027）

1 機(jī)組情況

1.1 機(jī)組結(jié)構(gòu)

機(jī)組采用東方汽輪機(jī)有限公司制造的型號(hào)為N1030-25／600／600的超超臨界凝汽式機(jī)組。高壓缸由10個(gè)壓力級(jí)構(gòu)成，中壓缸雙分流，各由7個(gè)壓力級(jí)構(gòu)成，低壓缸4分流，各由5個(gè)壓力級(jí)構(gòu)成。軸系由高壓轉(zhuǎn)子、中壓轉(zhuǎn)子、A低壓轉(zhuǎn)子、B低壓轉(zhuǎn)子、發(fā)電機(jī)轉(zhuǎn)子構(gòu)成，每根轉(zhuǎn)子由兩個(gè)軸承支承，從汽機(jī)端到電機(jī)端依次編號(hào)為1號(hào)～8號(hào)，其中，1號(hào)～4號(hào)軸承為可傾瓦軸承，5號(hào)～8號(hào)軸承為橢圓軸承。

1.2 振動(dòng)出現(xiàn)過程

2014年6月8日20：44，機(jī)組并網(wǎng)升負(fù)荷。2014年6月9日13：33，機(jī)組升荷至450MW，出現(xiàn)了2號(hào)軸承Y方向振動(dòng)（以下簡(jiǎn)稱2Y軸振）幅值突升突降的情況（最大振動(dòng)約140μm）。2Y軸承振動(dòng)的頻譜瀑布圖如圖1所示。由圖1分析發(fā)現(xiàn)，振動(dòng)增大主要是28.134Hz分頻振動(dòng)引發(fā)的。

圖1 2Y軸承振動(dòng)的頻譜瀑布圖

2014年6月11日15：32，機(jī)組第二次并網(wǎng)升負(fù)荷。2014年6月13日4：35至5：30，機(jī)組帶荷至600MW，2號(hào)振動(dòng)多次出現(xiàn)突變發(fā)散，2Y最大振動(dòng)約為200μm，降負(fù)荷后，振動(dòng)恢復(fù)。

2014年6月15日，兩閥同步開度控制在40%以內(nèi)，滑參數(shù)升負(fù)荷，機(jī)組升負(fù)荷最高達(dá)到760MW，2Y軸承振動(dòng)發(fā)散突升至202μm。

2014年6月16日，調(diào)門開度控制在36%，滑參數(shù)升負(fù)荷，機(jī)組負(fù)荷最高810MW，2Y軸承振動(dòng)發(fā)散突升至230μm。

2014年6月17日，將CV2開度放開至100%，CV1開度限制在40%，類似單側(cè)進(jìn)汽方式，2014年6月18日機(jī)組升負(fù)荷2014年最高到920MW，由于汽泵濾網(wǎng)需清洗，降負(fù)荷運(yùn)行。

2014年6月18日，機(jī)組消缺后升負(fù)荷，機(jī)組振動(dòng)較大時(shí)就通過速關(guān)CV1高調(diào)門開度降負(fù)荷來抑制振動(dòng)。

2014年6月19日，滑參數(shù)升負(fù)荷至920MW時(shí)，軸系振動(dòng)再次失穩(wěn)，2Y軸振幅值又突升至200μm以上。

2014年6月20日，機(jī)組負(fù)荷升至980MW時(shí)，2號(hào)軸承振動(dòng)再次出現(xiàn)突變，通過投入臨時(shí)措施邏輯，根據(jù)2Y軸振的幅值來調(diào)整流量指令，避免了機(jī)組軸承振動(dòng)大跳機(jī)。

2014年6月21日，機(jī)組升負(fù)荷至1030 MW，2號(hào)軸承振動(dòng)幅值基本在30～50μm以內(nèi)。

1.3 振動(dòng)特征及分析

2014年6月12日10：41至6月19日11：33期間，2Y軸振的頻譜瀑布圖如圖2所示，2014年6月16日23：37至6月19日16：27期間2Y軸振的通頻與工頻、通頻與分頻的趨勢(shì)圖見圖3。

圖22014 年6月12日10：41至6月19日11：33期間2Y軸振的頻譜瀑布圖

圖32014 年6月16日23：37～6月19日16：27期間2Y軸振的通頻與工頻、通頻與分頻的趨勢(shì)圖

由圖2和圖3及振動(dòng)出現(xiàn)過程的描述可知：

（1）在較低負(fù)荷時(shí)，軸承振動(dòng)就發(fā)生突跳現(xiàn)象，機(jī)組所帶負(fù)荷不到額定功率的一半，已經(jīng)嚴(yán)重影響到機(jī)組出力。

（2）在未進(jìn)行其他參數(shù)的調(diào)整和干預(yù)的情況下，2014年6月13日升負(fù)荷過程中，2號(hào)軸振發(fā)生突跳的門檻負(fù)荷已經(jīng)提升520MW，可見運(yùn)行中有手段可以控制或抑制振動(dòng)的發(fā)生。

（3）每次突變發(fā)散的振動(dòng)主頻率低頻分量，前期為28Hz，后期到31.3Hz。

（4）通過圖4可以看出，振動(dòng)與負(fù)荷的變化有著密切聯(lián)系，負(fù)荷升到一定值時(shí)，低頻分量就開始出現(xiàn)，一般先有10～30μm波動(dòng)。隨著負(fù)荷的上升，更大的低頻分量出現(xiàn)，導(dǎo)致振動(dòng)失穩(wěn)突升。負(fù)荷降低后，振動(dòng)能夠恢復(fù)，有較好的重復(fù)性。

圖4 機(jī)組負(fù)荷、2Y、主汽壓力、主汽溫度的趨勢(shì)圖

（5）每個(gè)負(fù)荷階段的大振動(dòng)過后，該負(fù)荷工況下，軸振就不會(huì)失穩(wěn)發(fā)散，而是小幅度波動(dòng)，即引發(fā)軸承振動(dòng)的門檻負(fù)荷值在不斷提高。

（6）圖5為失穩(wěn)后轉(zhuǎn)子的軸心軌跡圖。從圖5左側(cè)圖可以看出轉(zhuǎn)子振動(dòng)時(shí)的渦動(dòng)方向?yàn)檎蛘駝?dòng)，圖5右側(cè)圖為2014年6月12日至6月15日軸心位置變化圖，當(dāng)軸心在右上位置時(shí)，振動(dòng)較為容易發(fā)散。

圖5 軸心軌跡圖

2 機(jī)組振動(dòng)原因分析

2.1 機(jī)組內(nèi)機(jī)械性干擾力引起的機(jī)組振動(dòng)分析

2.1.1 轉(zhuǎn)子質(zhì)量不平衡

轉(zhuǎn)子質(zhì)量不平衡通常是在設(shè)備加工制造過程中產(chǎn)生的，或是在安裝、檢修時(shí)更換轉(zhuǎn)動(dòng)部件造成的。這種不平衡的最顯著持征是“穩(wěn)定”，這個(gè)穩(wěn)定是指在一定的轉(zhuǎn)速下振動(dòng)特征穩(wěn)定，振幅和相位受機(jī)組蒸汽溫度、蒸汽壓力以及負(fù)荷等參數(shù)影響不大，也不受啟動(dòng)方式的影響。

對(duì)于該臺(tái)新機(jī)組，如果振動(dòng)的振源是由質(zhì)量不平衡引起的，那么在第一次升速時(shí)就會(huì)顯現(xiàn)出來，且工頻振動(dòng)的幅值與相位隨轉(zhuǎn)速的變化以及定速后隨時(shí)間的變化規(guī)律是穩(wěn)定的，重復(fù)性很好。通過圖4可以看出，2Y振幅隨機(jī)組負(fù)荷的變化而變化，振幅與相位也不具備較好的重復(fù)性，并且在一次升速時(shí)，機(jī)組振動(dòng)平穩(wěn)。

2.1.2 軸系不對(duì)中

軸系不對(duì)中的可能性有3種［1］，具體如下。

（1）聯(lián)軸器不對(duì)中

轉(zhuǎn)子連接后的同心度和平直度，由兩個(gè)靠背輪的同心度和端面瓢偏度決定（見圖6）?，F(xiàn)場(chǎng)安裝時(shí)，若靠背輪止口不同心，則連接后兩根轉(zhuǎn)子是偏心的，在旋轉(zhuǎn)狀態(tài)下會(huì)產(chǎn)生振動(dòng)的擾動(dòng)力；若靠背輪的端面存在瓢偏，連接后使轉(zhuǎn)子產(chǎn)生彈性彎曲，在旋轉(zhuǎn)狀態(tài)下也會(huì)產(chǎn)生振動(dòng)的擾動(dòng)力；靠背輪圓周方向連接螺栓緊力存在差別，也會(huì)引起像靠背輪端面瓢偏一樣的情況，在旋轉(zhuǎn)狀態(tài)下產(chǎn)生激振力誘發(fā)振動(dòng)響應(yīng)。

圖6 靠背輪端面瓢偏、止口不同心示意圖

本工程現(xiàn)場(chǎng)安裝過程中，靠背輪的同心度和端面瓢偏度在通流間隙調(diào)整之前、轉(zhuǎn)子對(duì)輪初找中時(shí)、扣缸前轉(zhuǎn)子復(fù)找中以及軸系灌漿前四個(gè)節(jié)點(diǎn)，均架表盤動(dòng)轉(zhuǎn)子進(jìn)行了檢查，并通過調(diào)軸瓦墊片或調(diào)軸承座臺(tái)板與沙漿墊塊間不銹鋼墊片來調(diào)整靠背輪中心，確?？勘齿喐卟睢埧谥禎M足廠家設(shè)計(jì)要求；同時(shí)，靠背輪正式連接前，現(xiàn)場(chǎng)使用電子稱對(duì)螺栓、螺母逐個(gè)稱重，將靠背輪直徑方向?qū)ΨQ的兩只螺栓及螺母的重量差控制在10g以內(nèi)；靠背輪連接時(shí)，也考慮了螺栓緊力對(duì)晃度的影響，在螺栓到25%緊力、50%緊力、100%緊力時(shí)，分別檢查了轉(zhuǎn)子晃動(dòng)情況，保證晃動(dòng)在0.02mm以內(nèi)?？梢?，聯(lián)軸器不對(duì)中的缺陷在本工程安裝過程中，得到很好的解決。

（2）軸瓦中心標(biāo)高變化

前軸承座、高中壓間軸承座、中低壓間軸承座在就位過程中，以低壓缸5號(hào)瓦、6號(hào)瓦中心為基準(zhǔn)，根據(jù)圖7中所示的轉(zhuǎn)子靜撓度曲線，測(cè)量、調(diào)整前、中、中低軸承箱的縱向揚(yáng)度及橫向水平，并用連通儀測(cè)量調(diào)整軸承座標(biāo)高，以保證整個(gè)軸系成為一個(gè)連續(xù)、平滑的曲線，使各軸瓦的比壓盡可能接近廠家設(shè)計(jì)值。

圖7 轉(zhuǎn)子靜撓度曲線圖

機(jī)組運(yùn)行過程中，軸承座受到來自汽缸的輻射熱而膨脹，致使軸承中心線沿垂直中心方向升高，轉(zhuǎn)子軸頸也隨之升高，由于各軸承座的熱膨脹隨溫升的不同而有所差別，因此各轉(zhuǎn)子軸頸的升高也不一樣，導(dǎo)致各軸承的載荷發(fā)生變化。軸承載荷的變化集中表現(xiàn)在軸瓦溫度的變化上，而軸振超標(biāo)的2號(hào)軸瓦，在機(jī)組運(yùn)行過程中，瓦溫在92℃～95℃，并未出現(xiàn)大的波動(dòng)。由此判斷，2號(hào)軸瓦振動(dòng)大與軸瓦中心標(biāo)高無必然聯(lián)系。

（3）轉(zhuǎn)子與靜子不同心

高壓缸徑向間隙在測(cè)量調(diào)整時(shí)，通過調(diào)整各隔板、內(nèi)缸的支承鍵墊片，并用專用工具修刮汽封弧段以達(dá)到間隙標(biāo)準(zhǔn)要求。各徑向間隙調(diào)整完畢，再次復(fù)測(cè)確認(rèn)徑向間隙合格后，在高壓缸兩端軸封處，測(cè)量調(diào)整轉(zhuǎn)子四周與軸封間的徑向間隙直至滿足安裝要求。通過機(jī)組安裝數(shù)據(jù)可以看出，動(dòng)靜間徑向間隙滿足廠家要求，轉(zhuǎn)子與靜子之間，理論上不存在不同心的現(xiàn)象。

2.1.3 轉(zhuǎn)子彎曲

新機(jī)轉(zhuǎn)子的熱彎曲一般來自材質(zhì)熱應(yīng)力。只要轉(zhuǎn)子未發(fā)生永久塑性變形，當(dāng)轉(zhuǎn)子溫度降低后，轉(zhuǎn)子的彎曲會(huì)很快恢復(fù)。利用這一特性，可以通過試驗(yàn)來判斷轉(zhuǎn)子是否存在熱彎曲。試驗(yàn)時(shí)，機(jī)組不采用滑參數(shù)停機(jī)的方式，而是采用不解列打閘情走方式，較快地減負(fù)荷，以觀察轉(zhuǎn)子溫度高的情況下降速過程的幅頻特性，將其與冷態(tài)啟機(jī)時(shí)進(jìn)行比對(duì)，若降速過程的振幅，尤其是過臨界轉(zhuǎn)速時(shí)的振幅，比轉(zhuǎn)子冷態(tài)啟動(dòng)升速時(shí)的大，就說明轉(zhuǎn)子存在熱彎曲。而本機(jī)組2號(hào)軸承的振動(dòng)僅發(fā)生在高負(fù)荷工況下，機(jī)組升速、降速過程中，均未出現(xiàn)振幅跳變的情況，由此可知，2Y的振動(dòng)并非轉(zhuǎn)子熱彎曲引起。

2.1.4 轉(zhuǎn)子受到機(jī)械摩擦力

從機(jī)組安裝數(shù)據(jù)可以看出，高壓缸軸向通流間隙尺寸滿足廠家要求，盤車裝置投用過程中，也未聽到異常聲響，導(dǎo)致動(dòng)靜碰磨的原因可能是汽缸膨脹不通暢引起汽缸跑偏。通過觀察圖4中高壓缸膨脹與轉(zhuǎn)子相對(duì)膨脹的差值（即脹差）可以看出，雖然機(jī)組高壓脹差曲線不夠平穩(wěn)，但是負(fù)荷穩(wěn)定后，脹差值也隨之下降并規(guī)律性小幅波動(dòng)；并且動(dòng)靜摩擦引起的振動(dòng)特征為工頻振動(dòng)幅值和相位不斷波動(dòng)，幅值有快速增大的趨勢(shì)［2］，而該機(jī)組工頻分量平穩(wěn)，振動(dòng)增大主要是分頻振動(dòng)引起。由此可以判斷機(jī)組不管是熱態(tài)運(yùn)行還是在冷態(tài)停機(jī)狀況下，均不存在動(dòng)靜間碰磨的現(xiàn)象。

2.2 作用在轉(zhuǎn)子上的靜態(tài)蒸汽力

同壓力級(jí)相比，部分進(jìn)汽的調(diào)節(jié)級(jí)沿圓周方向進(jìn)汽存在階躍，增強(qiáng)了流場(chǎng)的不均勻程度，葉輪上的不平衡激振力顯著增加，使轉(zhuǎn)子在汽缸中的徑向位置發(fā)生變化，引起通流部分間隙的變化［3］。本機(jī)組采用了左右對(duì)沖的全周進(jìn)汽方式，無調(diào)節(jié)級(jí)不均勻進(jìn)汽影響，能夠很好的平衡徑向汽流力。

同時(shí)高壓蒸汽進(jìn)汽時(shí)，將產(chǎn)生作用于轉(zhuǎn)子的蒸汽力，可影響軸頸在軸承中的位置，改變軸承的動(dòng)力特性（因軸承載荷變化）而造成轉(zhuǎn)子運(yùn)動(dòng)失穩(wěn)。2號(hào)軸承采用國(guó)內(nèi)先進(jìn)的可傾瓦軸承，可以隨載荷的變化自動(dòng)調(diào)整各油楔間隙，從而保持了軸承的穩(wěn)定性。由此可以看出，機(jī)組振動(dòng)并非靜態(tài)蒸汽力引起。

2.3 機(jī)組自激振動(dòng)引起的機(jī)組振動(dòng)

2.3.1 油膜振蕩

油膜振蕩是突發(fā)性的，一般會(huì)在汽輪機(jī)啟動(dòng)、升速和超速試驗(yàn)中遇到，是不能用提高轉(zhuǎn)速的辦法來消除的，其振動(dòng)頻率始終保持在轉(zhuǎn)子第一臨界轉(zhuǎn)速的兩倍［4］。

2號(hào)軸承振動(dòng)發(fā)生時(shí)的軸心軌跡為正向進(jìn)動(dòng)，低頻振動(dòng)頻率在28～31Hz，是第一臨界轉(zhuǎn)速（12.3～15.6Hz）的兩倍，上述現(xiàn)象與油膜振蕩的特性一致，但軸承振動(dòng)出現(xiàn)在升負(fù)荷的過程中，與機(jī)組轉(zhuǎn)速無關(guān)，而油膜振蕩最主要的特性就是發(fā)生在機(jī)組啟動(dòng)升速過程中，由此可以判斷，2Y振動(dòng)幅值的突變，并非油膜振蕩所引起，而是其他原因產(chǎn)生的軸承振動(dòng)，引發(fā)了油膜的不穩(wěn)定。

2.3.2 汽流激振

汽流激振力有兩種［5-6］，具體如下。

（1）葉頂間隙激振力

當(dāng)轉(zhuǎn)子處于動(dòng)態(tài)偏心時(shí)，由于沿圓周方向的葉頂間隙不同，蒸汽在不同位置處的間隙泄漏量不均勻，使得作用在各個(gè)位置葉輪的圓周切向力不同，而產(chǎn)生一作用于葉輪中心的橫向力（合力）［7］，該力稱為葉頂間隙激振力。該橫向力垂直于葉輪中心偏移方向，趨向于使轉(zhuǎn)子產(chǎn)生自激振動(dòng)。在一個(gè)振動(dòng)周期內(nèi)，當(dāng)系統(tǒng)阻尼消耗的能量損失小于橫向力所做的功，這種振動(dòng)就會(huì)被激發(fā)起來。葉頂間隙激振力的大小與間隙激振因子、偏心率成正比，而葉頂間隙激振因子大小又與葉輪的級(jí)功率成正比，與動(dòng)葉的平均節(jié)徑、高度和工作轉(zhuǎn)速成反比。

圖8 葉頂間隙激振力

由此可以看出，間隙激振力容易發(fā)生在汽機(jī)大功率區(qū)段及葉輪直徑較小和短葉片的轉(zhuǎn)子上，即高參數(shù)大型汽輪機(jī)的高壓轉(zhuǎn)子上。

通過圍帶汽封蒸汽的不均勻流動(dòng)會(huì)形成不對(duì)稱的壓力分布，會(huì)產(chǎn)生一個(gè)附加的汽流激振力，此時(shí)總的汽流激振力要大于上述的間隙激振力。該附加力的大小與圍帶汽封的徑向間隙成反比，與葉輪前后壓差、圍帶寬度、圍帶半徑成正比［8］。而葉輪軸向間隙的減小在一定程度上可降低汽流激振的影響。適當(dāng)放大汽封片的徑向間隙、縮小葉輪軸向間隙可以減小該汽流激振力。

（2）汽封汽流激振力

由于轉(zhuǎn)子的動(dòng)態(tài)偏心，引起軸封和隔板汽封腔室中蒸汽壓力分布的不均勻，而產(chǎn)生以垂直于轉(zhuǎn)子偏移方向的合力，稱為汽封汽流激振力。與前者一樣，該切向力使轉(zhuǎn)子運(yùn)動(dòng)趨于不穩(wěn)定。

另外，汽流在轉(zhuǎn)子與隔板、軸端汽封之間的間隙內(nèi)流動(dòng)時(shí)，產(chǎn)生的慣性力遠(yuǎn)遠(yuǎn)超過摩擦力，由于汽流進(jìn)入密封腔后動(dòng)能并不完全損失掉，還有一定的余速。這部分速度不僅使汽流沿軸向流動(dòng)，而且還以很大的圓周速度分量圍繞轉(zhuǎn)子轉(zhuǎn)動(dòng)，即形成“螺旋形”流動(dòng)［9］。

密封和間隙動(dòng)力失穩(wěn)的振動(dòng)特性與油膜振蕩相似，其振動(dòng)波形、頻譜、軸心軌跡、進(jìn)動(dòng)方向及相應(yīng)變化等很難區(qū)分，兩者的主要區(qū)別是敏感參數(shù)不同。密封及間隙動(dòng)力失穩(wěn)，對(duì)工作介質(zhì)的壓力及負(fù)荷變化很敏感，而油膜振蕩是在工作轉(zhuǎn)速達(dá)到某一閾值（一般為工作轉(zhuǎn)速大于或等于一階臨界轉(zhuǎn)速的2倍）時(shí)，突然失穩(wěn)發(fā)生強(qiáng)烈振動(dòng)。

3 汽流激振的治理過程

3.1 引發(fā)機(jī)組振動(dòng)的原因及特性

通過分析所有可能引發(fā)軸承振動(dòng)的原因，可以確定2號(hào)軸承的振動(dòng)屬于汽流激振，是由葉頂間隙激振力及汽封汽流激振力其中的一種或共同引發(fā)的。汽流激振是自激振動(dòng)的一種，這種振動(dòng)不能用動(dòng)平衡的方法來消除，易發(fā)生在汽輪機(jī)大功率區(qū)域及葉輪直徑較小和短葉片的轉(zhuǎn)子上，即易發(fā)生在超超臨界機(jī)組的高壓轉(zhuǎn)子上。汽流激振一般出現(xiàn)在機(jī)組并網(wǎng)之后、負(fù)荷逐漸的過程中。其主要特點(diǎn)是振動(dòng)敏感于負(fù)荷，且一般發(fā)生在較高負(fù)荷。突發(fā)振動(dòng)通常有一個(gè)門檻負(fù)荷，超過此負(fù)荷，立即發(fā)生汽流激振，而當(dāng)負(fù)荷降至某一數(shù)值時(shí)，振動(dòng)即能恢復(fù)，有較好的重復(fù)性［10］。

汽流激振產(chǎn)生的自激振動(dòng)為轉(zhuǎn)子的正向進(jìn)動(dòng)。與軸承油膜渦動(dòng)不同，汽流激振產(chǎn)生的低頻振動(dòng)的頻率與工作轉(zhuǎn)速無關(guān)。發(fā)生嚴(yán)重汽流激振是振動(dòng)頻率通常與轉(zhuǎn)子第一臨界轉(zhuǎn)速所對(duì)應(yīng)的頻率相吻合，但絕大多數(shù)情況下，振動(dòng)成分以接近工作轉(zhuǎn)速一半的頻率分量為主。此外，由于實(shí)際蒸汽力和軸承油膜力的非線性特性，有時(shí)該振動(dòng)也會(huì)呈現(xiàn)其它一些諧波頻率分量。

3.2 汽流激振的治理過程

3.2.1 調(diào)整潤(rùn)滑油參數(shù)

2Y振動(dòng)幅值的突變，雖然并非油膜振蕩所引起，而是由汽流激振所導(dǎo)致，但是均造成了軸承油膜不穩(wěn)定。為了穩(wěn)定軸承振動(dòng)，可以借鑒抑制油膜振蕩的辦法，即調(diào)整潤(rùn)滑油參數(shù)。現(xiàn)場(chǎng)進(jìn)行了變潤(rùn)滑油溫試驗(yàn)和變潤(rùn)滑油壓試驗(yàn)。

（1）變潤(rùn)滑油溫試驗(yàn)（見圖9）。將潤(rùn)滑油溫度由40℃調(diào)整到46℃，機(jī)組負(fù)荷由500MW提升至530MW，2Y振動(dòng)幅值在30～100μm波動(dòng)。通過圖9可以看出，油溫升高后，2Y振幅變化不明顯，且負(fù)荷升到570MW時(shí)，2Y振動(dòng)失穩(wěn)，振幅突變至190μm，可見提高潤(rùn)滑油溫并未改善機(jī)組穩(wěn)定性。隨后，逐步降低潤(rùn)滑油溫至38℃（曲線見圖10），降低油溫對(duì)振動(dòng)基本無影響。試驗(yàn)結(jié)果表明，變潤(rùn)滑油溫對(duì)控制軸承振動(dòng)能力有限。

圖9 提高潤(rùn)滑油溫試驗(yàn)

圖10 降低潤(rùn)滑油溫試驗(yàn)

（2）變潤(rùn)滑油壓試驗(yàn)（見圖11）。同步開啟交直流油泵，將潤(rùn)滑油壓力從0.17～0.18MPa升高到0.18～0.19MPa。觀察圖11振動(dòng)曲線發(fā)現(xiàn)，潤(rùn)滑油壓的提高對(duì)軸承振動(dòng)無明顯改善。另外從圖中可以看出，潤(rùn)滑油壓在運(yùn)行過程中是小幅波動(dòng)的，猜測(cè)會(huì)對(duì)油膜穩(wěn)定性造成一定影響，為了進(jìn)一步了解該影響力的大小，試驗(yàn)過程中開啟了密封油直流油泵，以保持潤(rùn)滑油壓的穩(wěn)定。試驗(yàn)結(jié)果見圖12，潤(rùn)滑油壓的波動(dòng)對(duì)振動(dòng)并無明顯影響。

由潤(rùn)滑油溫度的提高、潤(rùn)滑油溫度的降低、潤(rùn)滑油壓力的提升以及穩(wěn)定潤(rùn)滑油壓試驗(yàn)結(jié)果表明，調(diào)節(jié)潤(rùn)滑油參數(shù)并不能改善軸承振動(dòng)情況。

3.2.2 改變閥門控制方式

圖11 潤(rùn)滑油壓提升試驗(yàn)

圖12 穩(wěn)定潤(rùn)滑油壓試驗(yàn)

本臺(tái)機(jī)組采用了上下對(duì)沖的全周進(jìn)汽方式，理論上沒有調(diào)節(jié)級(jí)不均勻進(jìn)汽的影響，但是從軸承振動(dòng)幅值可以看出，2號(hào)軸承在Y方向的振動(dòng)遠(yuǎn)遠(yuǎn)大于X方向的振動(dòng)幅值，可以初步判斷振動(dòng)與進(jìn)汽方式及調(diào)門開度有一定關(guān)聯(lián)，為進(jìn)一步確認(rèn)振動(dòng)于閥門控制方式之間的關(guān)系，現(xiàn)場(chǎng)進(jìn)行了閥門控制方式試驗(yàn)。

（1）調(diào)整CV1閥開度小于CV2閥10%：將CV1閥位定值在36%，CV2閥位定值在46%，滑壓升負(fù)荷至650MW，振動(dòng)失穩(wěn)。

（2）調(diào)整CV1閥開度大于CV2閥10%：將CV1閥位定值在50%，CV2閥位定值在40%，滑壓升負(fù)荷至720MW，振動(dòng)失穩(wěn)。

（3）兩閥同步但開度減小試驗(yàn)：CV1＼CV2閥位先后控制在36%、43%、50%開度進(jìn)行滑壓升負(fù)荷，最高負(fù)荷800MW時(shí)，振動(dòng)出現(xiàn)失穩(wěn)，此時(shí)快關(guān)CV1＼CV2閥可立刻降低低頻振動(dòng)（見圖13）。

通過閥門開度試驗(yàn)可以看出，閥門開度減小后，發(fā)生振動(dòng)的門檻值在逐步提高，一旦振動(dòng)發(fā)生突跳，快速關(guān)小CV1＼CV2閥可以很好地抑制振動(dòng)。在之后的一些試驗(yàn)里，發(fā)現(xiàn)單關(guān)CV1或CV2閥也能有效控制2Y軸振，同時(shí)發(fā)現(xiàn)將CV1全開、CV2閥開度控制在40%進(jìn)行升負(fù)荷時(shí)的振動(dòng)曲線相對(duì)較為平穩(wěn)，最高負(fù)荷升至920MW。

圖13 閥門開度試驗(yàn)

3.2.3 磨大汽封間隙試驗(yàn)

在試驗(yàn)之前，機(jī)組所帶負(fù)荷不到額定功率的一半，就發(fā)生了振動(dòng)突跳現(xiàn)象，嚴(yán)重影響到機(jī)組出力，通過控制閥門開度，逐步提升了汽流激振的門檻負(fù)荷，最終負(fù)荷帶到90%額定負(fù)荷。從試驗(yàn)過程也能看出，門檻負(fù)荷的提升，都是在發(fā)生大振動(dòng)過后，結(jié)合葉頂?shù)乃⑹狡忭敳勘菵AS齒高出0.2mm的設(shè)計(jì)，初步判斷振動(dòng)是由轉(zhuǎn)子渦動(dòng)時(shí)葉片頂部與刷式汽封摩擦引起的，動(dòng)靜碰磨使刷式汽封逐漸磨損，擴(kuò)大了葉頂汽封的徑向間隙。東汽廠內(nèi)部試驗(yàn)也證實(shí)了這一點(diǎn)，即刷式汽封與轉(zhuǎn)子間的摩擦使葉頂刷式汽封處間隙摩大，從而極大減弱了汽流激振效應(yīng)。

為了進(jìn)一步驗(yàn)證上述理論，現(xiàn)場(chǎng)嘗試用大振動(dòng)磨大汽封間隙，即機(jī)組帶高負(fù)荷時(shí)，振動(dòng)幅值突跳后，保持各個(gè)參數(shù)不變，觀察振動(dòng)曲線變化。為避免大振動(dòng)引起機(jī)組跳機(jī)，經(jīng)研究決定，將2號(hào)軸承振動(dòng)保護(hù)值由250μm調(diào)整至400μm。

閥門開度試驗(yàn)結(jié)果表明，將CV1全開、CV2閥開度控制在40%時(shí)，負(fù)荷能帶到較高值，同時(shí)單關(guān)CV1或CV2閥能有效控制2Y軸振。在上述試驗(yàn)的基礎(chǔ)上，將CV2閥門開度減小到36%、CV1閥保持全開，滑參數(shù)升負(fù)荷至940MW時(shí)，2Y振幅突跳到240μm，在此工況下維持了5 min，之后關(guān)小CV2閥門開度，抑制軸承振動(dòng)（圖14）。

運(yùn)行一段時(shí)間后，重復(fù)之前的試驗(yàn)，再次升負(fù)荷至970MW，2Y振幅突跳到289μm，在此工況下維持了30s后，關(guān)小閥門抑制振動(dòng)。經(jīng)過反復(fù)幾次試驗(yàn)，將CV1閥全開、CV2閥門開度控制在36%，機(jī)組成功升負(fù)荷至1 030MW，2Y振動(dòng)幅值基本在30～50μm。

圖14 摩大汽封間隙試驗(yàn)

可見，大振動(dòng)工況下，葉頂刷式汽封處的間隙能夠被摩大，從而很好地抑制了汽流激振效應(yīng)。機(jī)組首次帶滿負(fù)荷成功后，運(yùn)行人員控制CV1、CV2閥全開，在升負(fù)荷過程中，2Y振幅幾經(jīng)突變，為此，現(xiàn)場(chǎng)投入了臨時(shí)措施邏輯，根據(jù)2Y振幅來調(diào)整流量指令：60μm對(duì)應(yīng)-3%的流量指令，150μm對(duì)應(yīng)-5%的流量指令，上述邏輯投入后，機(jī)組在單閥控制下，成功升至滿負(fù)荷。

4 結(jié)語

機(jī)組帶負(fù)荷過程中多次突發(fā)振動(dòng)主要是汽流激振所致。該機(jī)組每級(jí)隔板汽封以及軸端汽封處均裝有防旋汽封，能夠很好的抑制汽流渦動(dòng)，而葉頂汽封處，因安裝后期增設(shè)了刷式汽封，導(dǎo)致汽流進(jìn)汽通道面積大于出汽通道，從而增大了葉頂處汽流激振力。為了消除機(jī)組升負(fù)荷過程中出現(xiàn)的振動(dòng)幅值突變現(xiàn)象，可以從減小葉頂汽流激振力著手，即增大葉頂汽封的徑向間隙。從該機(jī)組試運(yùn)中的振動(dòng)也表明，機(jī)組汽流激振發(fā)生的負(fù)荷在逐步提高，容易誘發(fā)振動(dòng)的門檻值逐步抬高，所以通過動(dòng)靜磨合是能夠達(dá)到抑制汽流激振的目的。

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