李曉暉，葛晶晶

（浙能臺州發(fā)電廠，浙江 臺州 318016）

300 MW汽輪機通流改造后振動問題的分析和處理

李曉暉，葛晶晶

（浙能臺州發(fā)電廠，浙江 臺州 318016）

某300 MW機組進行汽輪機高中壓缸通流增容改造后，高負(fù)荷時出現(xiàn)1號、2號軸承振動突然升高的現(xiàn)象，分析為汽流激振導(dǎo)致。通過優(yōu)化調(diào)整4個調(diào)門的閥序、提高軸承軸瓦比壓、改造軸承油流管路等方法，軸承的振動得到了有效控制。

汽輪機；汽流激振；閥序優(yōu)化；軸瓦比壓；油路改造

0 引言

汽輪機機組的汽流激振是汽輪機內(nèi)部汽流激振力造成的汽輪機轉(zhuǎn)子振動突然增大的現(xiàn)象。隨著汽輪機容量與蒸汽參數(shù)的提高，汽流激振已成為影響汽輪機安全運行的重要因素。汽輪機內(nèi)部汽流激振力的來源主要有：軸封蒸汽激振力、葉頂間隙激振力、作用在轉(zhuǎn)子上的不對稱蒸汽力和力矩3個方面[1]。

目前，對于汽輪機激振的研究可以大致分為工程研究與理論研究。工程研究主要通過振動測量裝置獲得汽輪機組的振動情況，并通過工程實踐總結(jié)出汽輪機激振的影響因素，如汽流結(jié)構(gòu)、軸承結(jié)構(gòu)、運行方式等，針對性地提出解決措施，如改變進汽方式、改造軸承結(jié)構(gòu)、加大轉(zhuǎn)子剛度、增大系統(tǒng)阻尼、調(diào)整軸瓦標(biāo)高等[2-5]。部分研究人員通過數(shù)值模擬方法研究了渦動效應(yīng)與葉頂圍帶密封蒸汽流造成的激振力[6]、配汽方式對激振力的頻率產(chǎn)生影響[7]、轉(zhuǎn)速和頻率對激振力的影響[8]、部分進汽汽輪機動葉在進入及離開進汽通道的過程中的激振力變化情況[9]。汽輪機葉輪偏心也是產(chǎn)生激振的因素之一，一般采用動葉做功法進行相應(yīng)的理論計算與分析[10-12]。

本文針對300 MW機組通流改造擴容至330 MW后所產(chǎn)生的汽流激振問題進行分析，提出有效的解決方案，成功解決了限制機組出力的振動故障。

1 存在的問題

某汽輪機為東方汽輪機廠（日立技術(shù)）生產(chǎn)的N300 MW亞臨界、一次中間再熱、單軸、雙缸(高中壓缸合缸)、雙排汽、凝汽式汽輪機。為了提升機組出力，進行了汽輪機高中壓缸通流改造，改造后機組增容至330 MW。主要改造內(nèi)容為汽輪機高壓缸噴嘴組、高壓缸第2～9級隔板和動葉片進行更換；高/中/低壓缸汽、軸封結(jié)構(gòu)和徑向間隙進行優(yōu)化改造；為平衡軸向推力，高中壓轉(zhuǎn)子進行了補充加工。機組采用節(jié)流噴嘴配汽方式，由4只高壓調(diào)節(jié)汽閥控制。

通流改造后，汽機沖轉(zhuǎn)至機組并網(wǎng)初期（45 MW以內(nèi)），汽機軸承多次發(fā)生振動，1X及2X振幅為150～200 μm，從而導(dǎo)致數(shù)次停機。幾次振動均表現(xiàn)為振幅緩慢爬升、振動相位也在緩慢變化、轉(zhuǎn)子發(fā)生碰摩，隨后在升負(fù)荷過程中，控制負(fù)荷緩慢上升，經(jīng)過長時間磨合后，機組振動幅值和相位逐漸恢復(fù)正常，振幅均在40 μm左右。

此后，機組負(fù)荷280 MW以上時，又多次發(fā)生1號、2號軸振動突然增大現(xiàn)象，分析發(fā)現(xiàn)振動與高壓調(diào)門開度關(guān)系密切，如：負(fù)荷301 MW時，調(diào)門CV1和CV2全開、CV3強制全關(guān)，當(dāng)CV4開度由37%開至42%時，1X從34 μm突升至188 μm，2X從45 μm突升至139 μm；負(fù)荷310 MW時，CV1和CV2全開、強制CV4開度40%，CV3從18%開至26%時，1X從35 μm突升至184 μm，2X從49 μm突升至158 μm，如圖1所示。

圖1 調(diào)門開度與振動試驗曲線

幾次振動突變均發(fā)生在機組帶高負(fù)荷且高壓調(diào)門動作時，與啟動初期的低負(fù)荷振動現(xiàn)象不同的是高負(fù)荷發(fā)生的振動上升快，持續(xù)時間在1 min左右。

2 高負(fù)荷振動原因分析

機組帶高負(fù)荷時1X和2X振動出現(xiàn)突升，振動上升快，持續(xù)時間在1 min左右，并且與調(diào)門開度有關(guān)。從振動突變前后幅頻看，軸承1X振動一倍頻幅值基本不變，而30 Hz（0.6倍頻）左右的分量由6 μm突升至179 μm，導(dǎo)致振動突升，1X軸承振動頻幅見圖2。機組振動故障發(fā)生時有以下特征：

（1）機組帶高負(fù)荷（負(fù)荷超過280 MW）時，某一瞬間振動會出現(xiàn)突增，減負(fù)荷后振動可恢復(fù)，有較好的重復(fù)性；振動突變有門檻負(fù)荷。

（2）振動與調(diào)門開度關(guān)系密切，低頻分量的出現(xiàn)與高調(diào)門開度有明確關(guān)聯(lián)，當(dāng)CV3和CV4開度達(dá)到一定幅度時，低頻分量會突然出現(xiàn)，速關(guān)該調(diào)門，低頻分量瞬間消失。

圖2 1X振動幅值分析

從以上現(xiàn)象和特征判斷：1X和2X振動突升是由汽流激振引起的。

因葉片頂部間隙的周向不均勻，在轉(zhuǎn)子上會引起不平衡扭矩。由不平衡扭矩作用在轉(zhuǎn)子上產(chǎn)生的蒸汽渦動轉(zhuǎn)動和靜止部件不同心，導(dǎo)致產(chǎn)生葉片頂部間隙內(nèi)汽流的周向流動。由汽封內(nèi)部靜壓的周向變化引起的蒸汽渦動，汽封間隙沿圓周向的變化將導(dǎo)致汽封內(nèi)部靜壓的變化。這等同于許多個氣體軸承，這些氣體軸承產(chǎn)生的交叉剛度積累到一定程度將導(dǎo)致軸系的失穩(wěn)，從而產(chǎn)生汽流激振。

3 消除汽流激振的措施

對于汽流激振的處理主要從兩方面著手：減小汽流激振力和提高轉(zhuǎn)子-軸承系統(tǒng)的穩(wěn)定性。提高軸承的穩(wěn)定性是現(xiàn)場處理的主要手段，本著先易后難的原則，通過運行在線參數(shù)調(diào)整、軸承比壓調(diào)整、優(yōu)化油路等手段來抑制汽流激振。

3.1 閥序優(yōu)化調(diào)整

在高負(fù)荷段，1X，2X軸振與CV3，CV4開啟順序有關(guān)，當(dāng)CV3強制全關(guān)，CV4開至48%時，1X，2X軸振突增（從50 μm至188 μm）；當(dāng)CV4開度最大限制為40%，CV3高調(diào)開至26%時，1X，2X軸振又突增（從50 μm至195 μm）。

針對這一現(xiàn)象，對4個調(diào)門做閥序調(diào)整試驗，在單閥方式下，機組負(fù)荷250 MW，CV1—CV4開度在40%以上，1X和2X有失穩(wěn)趨勢，在單閥方式下繼續(xù)增加負(fù)荷不可行。

在多閥方式下，進行多種閥序調(diào)整：

（1）嘗試3-1-4-2，即CV3全開，CV1和CV4同時開啟，CV2最后開啟，開啟過程中1X和2X有失穩(wěn)趨勢。

（2）嘗試2-1-4-3，重疊度65%，CV4開度35%以上時，振動有失穩(wěn)趨勢，后將CV4開度限制30%，機組能帶到310 MW負(fù)荷。

（3）將CV1和CV4開啟順序互換，即2-4-1-3，CV4開度40%時，1X和2X有失穩(wěn)趨勢。

經(jīng)過以上調(diào)整，認(rèn)為最理想閥序是2-1-4-3，CV1和CV2全開，CV4開度限制30%，CV3強制關(guān)閉，負(fù)荷能帶到310 MW。

3.2 潤滑油溫度壓力調(diào)整

改變潤滑油溫度和壓力，將潤滑油壓力從0.17 MPa提升到0.22 MPa，潤滑油溫從41℃變到49℃，1X和2X軸振基本無改善。

3.3 軸承優(yōu)化

3.3.1 增加軸瓦比壓

針對現(xiàn)場運行狀態(tài)及特點，采取了增大1號、2號軸承比壓的方法：在原設(shè)計基礎(chǔ)上，1號軸承的寬度單邊減小15 mm，2號軸承寬度單邊減小10 mm，具體尺寸變化見表1。

表1 1號、2號軸承縮短長徑比

增加軸承比壓后，機組啟機帶負(fù)荷過程中，280 MW以下時，軸系各瓦振動達(dá)優(yōu)，但隨著負(fù)荷增加，1號、2號軸振在短時間內(nèi)劇增，1號軸振不時會達(dá)到跳機值，機組仍不能帶上滿負(fù)荷安全運行。

3.3.2 抬高軸承標(biāo)高的可行性

根據(jù)軸承軸系結(jié)構(gòu)，計算分別抬高各軸承對載荷的影響，結(jié)果見表2，軸承的標(biāo)高變化對1號軸承載荷的影響較小，因此通過抬高軸承標(biāo)高來提升1號軸承穩(wěn)定性的可行性不現(xiàn)實。

表2 增加軸承標(biāo)高對載荷的影響

3.3.3 軸承油路優(yōu)化

原設(shè)計軸承上瓦開有1/2軸承寬度的油槽，槽深1.6 mm，其作用是：在軸承動特性滿足要求的前提下，改善軸承的靜特性，如可降低瓦溫、減少功耗等。而機組增容后，在280 MW負(fù)荷以上時，1號、2號軸振劇增且低頻分量大，說明在高負(fù)荷下軸承的穩(wěn)定性余度不夠，在增加軸承壓比和抬高1號軸承標(biāo)高都無法抑制振動時，將上瓦的油槽封堵，增加上瓦的抑制力，讓轉(zhuǎn)子中心下浮，以增加軸承的穩(wěn)定性。

上瓦油槽封堵后，軸承的進油需要從軸承兩側(cè)同時進油，對現(xiàn)有管路進行改裝，將原排油孔改為進油孔，按流量分配定進油孔徑的大小，并保證潤滑油進油通道的流速不大于2 m/s。

原軸承結(jié)構(gòu)在靠箱內(nèi)側(cè)無擋油環(huán)，為增強穩(wěn)定性，加裝該側(cè)擋油環(huán)，可增大軸承阻尼，進一步提高軸承穩(wěn)定性。

改造完成后，1號、2號軸承按解體前間隙數(shù)據(jù)進行復(fù)裝。處理后啟動機組成功帶滿負(fù)荷，振動無異常并在優(yōu)良范圍，機組振動得到有效控制。在機組滿負(fù)荷試驗時，1號軸承振動值為52 μm，2號軸承振動值為55 μm。

4 結(jié)論

（1）經(jīng)過4個調(diào)門進汽閥序優(yōu)化調(diào)整、1號和2號軸承比壓調(diào)整、油路優(yōu)化改造后，1號、2號軸承振動問題得到了明顯改善，機組在滿負(fù)荷運行時，軸承振動值穩(wěn)定在40～60 μm。

（2）1號和2號軸承改造后，軸承金屬溫度、潤滑油溫度、軸向位移等參數(shù)穩(wěn)定，整個軸系運行正常。

（3）機組投入AGC運行后，在負(fù)荷快速、頻繁的變化中，軸承振動仍保持穩(wěn)定。

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（本文編輯：徐 晗）

Analysis and Treatment on Vibration Fault after Throughflow Retrofit of 300 MW Steam Turbine

LI Xiaohui，GE Jingjing
（Zhejiang Energy Taizhou Power Plant，Taizhou Zhejiang 318016，China）

After throughflow capacity increase of high and medium pressure cylinder of a 300 MW steam turbine，the vibration of#1 and#2 bearings sharply increase in high load，which is analyzed caused by steam exciting force.By valve sequence optimization and adjustment of four dampers，specific pressure improvement of bearing bush and oil circuit reconstruction of bearings，the vibration is effectively mitigated and can adapt to AGC operation of units.

steam turbine；steam exciting force；valve sequence optimization；specific bearing bush pressure；oil circuit reconstruction

TK268+1.1

B

1007-1881（2016）06-0049-04

2016-03-28

李曉暉（1978），男，工程師，主要從事發(fā)電廠生產(chǎn)技術(shù)管理工作。