劉 濤

（湛江電力有限公司，廣東湛江 524033）

1 機組概況

某電廠3#汽輪機原為東方汽輪機廠生產300 MW亞臨界中間再熱雙缸雙排汽凝汽式機組，機組軸系由高中壓轉子、低壓轉子和發(fā)電機轉子、集電小軸及7個軸承組成（圖1）。其中1#，2#軸承為可傾瓦軸承，其余軸承為橢圓瓦軸承。機組采用噴嘴配汽方式，高壓部分有4個調節(jié)閥，分別對應4組噴嘴（CV1和CV3位于下半部，CV1和CV2，CV3和CV4分別為對角），噴嘴組與調節(jié)閥序號相對應，調門開啟順序為“1，2→3→4”。

圖1 軸系示意

2012年對該機組進行通流改造，增容至330 MW。改造后在運行中發(fā)現(xiàn)，1#瓦軸振隨運行時間逐漸上升，且高負荷時會突發(fā)異常，其中以1X最為明顯（表1）。

表1 通流改造后不同負荷下機組的1X振動值 μm

2 振動測試分析

2.1 振動特征

為掌握機組振動規(guī)律，進行了負荷升降、蒸汽參數變化、油溫變化以及閥序切換等一系列振動試驗。對監(jiān)測數據進行分析后發(fā)現(xiàn)，振動具有6個特點。

（1）振動與負荷有一定相關性：①恒定負荷下振動也會出現(xiàn)一定幅度的不規(guī)則波動；②負荷升高至門檻負荷（約310 MW）以上時，1X會突發(fā)異常振動，振幅甚至達到跳閘值250 μm；負荷降至305 MW以下時振動立即下降至70 μm以下。

（2）1X異常振動時，1Y和瓦振以及2#軸承振動均同步發(fā)生突變，但突變幅值相對小一些。

（3）主蒸汽、主汽壓參數越高，越易發(fā)生異常振動，主蒸汽溫度降低15～20℃時也易發(fā)生異常振動。

（4）順序閥“1，2→3→4”方式運行，CV3高調閥剛開啟時（開度0～15%，對應負荷約310 MW）1X振幅有較大提升。

（5）改變機組潤滑油溫并不能改善振動情況。

（6）振動異常時1#和2#軸承振動主要由0.5倍頻、1倍頻及其諧波構成，0.5倍頻幅值甚至接近或超過1倍頻（圖2）。

圖2 1X波形頻譜

2.2 振動原因分析

振動隨運行時間加長逐漸增大和振動突發(fā)異常波動是兩類不同性質的問題，需要分別分析。

2.2.1 振動逐漸爬升的原因分析

中低負荷下1X偏大，最高可達140 μm，且隨負荷變化不明顯。測試結果表明，振動逐步增大主要是由于1倍頻分量增大所致，說明轉子出現(xiàn)不平衡現(xiàn)象。高中壓轉子兩側振動以反相為主，說明轉子存在較大程度的二階不平衡。啟機和停機過程中臨界轉速下振動不大，而工作轉速下振動較大，同樣說明高中壓轉子一階不平衡量較小，二階轉子不平衡量較大。

2.2.2 振動異常波動的原因分析

對比振動異常波動前后的振動頻譜圖，發(fā)現(xiàn)恒定負荷下振動不規(guī)則波動是由于0.5倍的低頻分量所引起的，屬于自激振動。負荷升高過程中，汽流力改變了軸承載荷，進而導致軸承動力特性發(fā)生變化。對該機組高中壓轉子而言，軸承動力特性受汽流力的影響較大，說明軸承本身所承受的載荷較輕。1#瓦溫度73.6℃相比2#瓦溫度100.2℃明顯偏低，說明2#瓦承載較重，使得1#瓦的載荷明顯降低。

CV3高調門開啟后，產生了一個向上的汽流力，作用在轉子上。隨著負荷的增加，向上的汽流力逐漸增加，改變了1#軸頸在軸瓦內的位置，進而改變了1#軸承動力特性。軸承載荷在汽流力作用下變輕了后，軸承油膜剛度減小，振動開始波動。

負荷進一步增大后，作用在轉子上的向上的汽流力進一步增大，1#軸承所承受的載荷進一步減輕，軸承穩(wěn)定性降低。一旦穩(wěn)定性低于某一閾值，必將導致系統(tǒng)出現(xiàn)失穩(wěn)，導致振動的突變。CV3高調門關閉后，軸承穩(wěn)定性提高，振動隨即迅速減小。

根據上述分析，1#瓦振動異常突變的原因可以總結為：1#軸承載荷較小，CV3高調門開啟后，在汽流力作用下，軸承載荷進一步減輕，發(fā)展到一定程度后，導致系統(tǒng)失穩(wěn)以及振動突變。可以說，25 Hz分量是由于汽流激振/軸承油膜失穩(wěn)共同引起的，

3 第一階段的處理措施

該機組振動信號中同時包含了25 Hz和50 Hz振動分量。25 Hz分量是由于汽流激振/油膜失穩(wěn)所共同引起的，50 Hz振動是由于高中壓轉子二階不平衡所引起的。相比于25 Hz低頻振動，現(xiàn)階段50 Hz工頻振動的幅值更大，對機組的影響更大，應該給予更多關注。降低工頻分量的幅值，高中壓轉子振動將會有大幅度的降低，因此決定對高中壓轉子做高速動平衡。而降低0.5倍頻幅值，在機組運行中最常用手段的手段就是切換閥序或切換為單閥運行等。

3.1 運行中改變閥序

將高調門開啟順序由“1，2→3→4”切換為“1，2→4→3”順閥運行，具體操作：CV1和CV2調門同時開啟，負荷升高約300 MW時CV4調門開啟約10%左右，振動開始輕微波動，負荷繼續(xù)升高至310 MW時CV4調門開度至27%左右，此時0.5倍頻分量突然增大，使得機組突發(fā)異常振動，降低負荷至305 MW及以下時振動立刻下降至正常。

機組運行方式切換為單閥運行時，機組帶高負荷振動基本上比較穩(wěn)定，但如果主汽壓力>16.7 MPa，則1X偏大。

表2 大修前后315 MW下1#和2#軸承軸振各分量幅值對比 μm

表3 故障處理前后315 MW時1#和2#軸承軸振各分量幅值對比 μm

綜合而言，運行中將閥序由“1，2→3→4”切換為“1，2→4→3”對振動并沒有明顯的改善作用，而將順閥運行切換為單閥運行后，機組振動可以得到明顯的改善，但是此種運行方式非常不經濟，不適合機組長期運行。

3.2 機組大修時的處理措施

由于正常運行時一倍頻分量也較高，且轉子振動反相分量較大，因此判斷轉子存在二階不平衡。2015年12月至2016年1月機組大修，將高中壓轉子運回制造廠做了高速動平衡。

本次大修中，為提高機組經濟性，高中壓過橋汽封采取了8圈布萊登汽封，高中壓葉頂采取16圈刷子汽封，汽輪機通流部分間隙均以標準下限值進行調整。另外，重新調整軸系中心，適當降低2#軸承標高，抬高1#軸承標高，調整軸承載荷分配。

機組大修后啟動，保持順閥“1，2→4→3”方式運行。相比大修前，300 MW以下時高中壓轉子振動大幅下降，降低至50 μm左右。負荷超過315 MW時，1X振動正常，但2X振動迅速增大，短短幾秒內由55 μm增大至132 μm。降負荷至310 MW以下，振動又會快速下降達到57 μm以下。振動異常變化時，1#和2#軸承振動均發(fā)生突變。從表2可以看出315 MW時，1X方向1倍頻分量從大修前的101 μm大幅下降至17 μm，可以說大修期間高中壓轉子動平衡效果非常好，對振動改善有明顯的作用。

進一步分析發(fā)現(xiàn)，2X振動異常與大修前1X異常突變的現(xiàn)象基本一致，振動來源仍然是0.5倍頻，說明機組仍存在汽流激振。

大修前1#瓦溫比2#瓦溫高26.6℃，而大修后剛好相反，1#瓦溫比2#瓦溫高10℃。分析其原因，主要為本次大修軸系調整幅度過大，導致1#軸承載荷增加、2#軸承載荷降低。1#軸承載荷增大后抵抗汽流激振的能力增強，2#軸承載荷降低后抵抗汽流激振的能力減弱，導致大修后異常振動由1#軸承轉移到2#軸承。

4 第二階段改善措施及結果

由于大修時重新調整了通流間隙和軸系中心，因此，可以嘗試再次進行閥序調整，可能對振動有改善。

將閥序由“1，2→4→3”分別切換為“3，4→1→2”、“ 3，4→2→1”和“1，2→3→4”運行。發(fā)現(xiàn)在“3，4→2→1”方式運行時，加負荷至315MW后2X仍然會突發(fā)異常振動，而“3，4→1→2”和“1，2→3→4”方式下運行時振動未發(fā)生異常波動現(xiàn)象，可以帶滿負荷正常運行，頻譜中也不再出現(xiàn)0.5倍頻的分量。

由于高調閥CV1和CV2對應的噴嘴數為24，CV3和CV4對應的噴嘴數為22，考慮到機組經濟運行，將高壓調門閥序更改為“1，2→3→4”，運行至今機組高負荷時振動未發(fā)生異常波動現(xiàn)象，汽流激振故障得以徹底處理（表3）。

5 結論

發(fā)生汽流激振，運行中最常采取的措施就是更改閥序，但是如果汽流激振力非常大，即使通過調整閥序，改變軸在軸承中的位置，增強軸承的穩(wěn)定性，但根本不足以抑制汽流激振。而大修后高中壓轉子做了高速動平衡，動靜間隙重新進行了調整，當閥序由“1，2→4→3”調整為“1，2→3→4”后，CV3 開啟時轉子受到一個向左上方的靜態(tài)力，使得轉子向左上方移動，雖然軸承穩(wěn)定性有所下降，但是動靜間隙卻趨于均勻，汽流激振力大幅下降，振動得到改善。

機組發(fā)生汽流激振后，如果運行中通過改變閥序無法改善振動，就只有停機進行處理?？赏ㄟ^適當減小軸承間隙，調整軸承標高，重新分配載荷，提高軸承穩(wěn)定性，抑制汽流激振。

如果汽流激振發(fā)生時振動幅值非常高，且工頻分量也不低，又無其他更好的改善措施，可采用動平衡的方法降低轉子激振力，至少可以降低汽流激振發(fā)生時的幅值，保證機組振動在可控范圍內，防止跳機。

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