尚星宇，柳 磊，王 瑞，李 健，何永君

（1.國電科學(xué)技術(shù)研究院有限公司 銀川分公司，銀川 750011；2.中國電機工程學(xué)會，北京 100761）

0 引言

當(dāng)前，隨著電力產(chǎn)業(yè)結(jié)構(gòu)調(diào)整，國內(nèi)新能源裝機增速發(fā)展，火電機組利用小時大幅下降，火電機組調(diào)峰任務(wù)逐漸突顯。2018年度，電網(wǎng)“兩個細則”對火電機組一次調(diào)頻能力、負荷響應(yīng)能力考核標(biāo)準的提高，對火電機組負荷調(diào)整能力有了更高的要求，也給火電機組的安全穩(wěn)定運行帶來了一定影響[1]。

高中壓轉(zhuǎn)子低頻振動[2]主要是由于負荷調(diào)節(jié)深度及頻次加快，汽輪機組原設(shè)計軸瓦穩(wěn)定性、轉(zhuǎn)子——支撐系統(tǒng)的抗擾動能力已經(jīng)無法適應(yīng)頻繁變化的汽流力擾動，導(dǎo)致汽輪機在長期運行中，高中壓轉(zhuǎn)子出現(xiàn)低頻振動故障[3]。目前，大多數(shù)330MW及以上等級火電汽輪機采用高中壓合缸反流布置方式。該方式采用雙支撐系統(tǒng)，整個高中壓轉(zhuǎn)子坐落于#1、#2軸瓦上。高壓進汽口位于汽缸中部，采用上下導(dǎo)汽管對稱進汽，對于順序閥運行機組，該種結(jié)構(gòu)極易產(chǎn)生導(dǎo)致轉(zhuǎn)軸失穩(wěn)的汽流擾動力，使得高中壓轉(zhuǎn)子出現(xiàn)低頻振動故障，而DEH系統(tǒng)閥門管理函數(shù)對實際閥門流量特性描述不準確，是引起機組低頻振動故障的主要原因之一。

本文針對因DEH系統(tǒng)閥門管理函數(shù)對閥門流量特性描述不準確導(dǎo)致的汽輪機高中壓轉(zhuǎn)子出現(xiàn)的低頻振動故障，通過研究建立汽輪輪機閥門流量控制模型[4]（以下簡稱模型），精確描述各閥門控制方式下，閥門開度與進汽量的對應(yīng)關(guān)系，順序閥控制方式下閥門重疊度，以及負荷變化時機組進汽量的變化。并結(jié)合實際，針對某330MW機組出現(xiàn)的低頻振動故障開展應(yīng)用，在建立模型的基礎(chǔ)上，通過更改閥門開啟順序、優(yōu)化閥門流量特性[5]、優(yōu)化閥門重疊度[6]等措施，徹底消除了故障。

1 汽輪機閥門流量控制建模

汽輪機運行過程中的調(diào)節(jié)方式主要有單閥調(diào)節(jié)方式、順序閥調(diào)節(jié)方式[7]，均是通過控制進入汽輪機的蒸汽流量，從而控制機組焓降實現(xiàn)調(diào)節(jié)汽輪機組功率。因此，建立各調(diào)節(jié)方式下汽輪機閥門流量模型，是有效掌握汽輪機調(diào)節(jié)性能及開展故障分析診斷的基礎(chǔ)。

1.1 數(shù)據(jù)處理及各變量間的關(guān)系建立

為了準確獲取模型中各變量間的關(guān)系，必須通過試驗準確獲取機組運行過程中主蒸汽壓力、調(diào)節(jié)級壓力、負荷指令、機組負荷、總閥位指令、各閥門升程、各軸振動、主蒸汽流量等關(guān)鍵參數(shù)。本文采用文獻[8]中描述的現(xiàn)場試驗方法并采集參數(shù)，該方法被廣泛使用?？紤]到在試驗的同一時間點上，各參數(shù)間均存在一一對應(yīng)的關(guān)系，但是試驗過程是連續(xù)的，從一個試驗工況點到另一個試驗工況點之間，各參數(shù)是不斷連續(xù)變化的，試驗獲取的原始數(shù)據(jù)包括了大量非試驗工況點的數(shù)據(jù)，如果直接計算將導(dǎo)致結(jié)果的不準確。因此，對數(shù)據(jù)進行處理是建立模型的前提。

目前，針對該類型離散數(shù)據(jù)的建模方式多種多樣，很難僅用一種模型來描述整個試驗過程中的各變量關(guān)系。因此，提出一種基于分段線性擬合[9]方法對變量間關(guān)系進行建模。其中，先以某一關(guān)鍵變量的變化區(qū)間進行分段，再分段線性擬合各變量在各子區(qū)間內(nèi)的線性關(guān)系，最終組合出各變量的模型關(guān)系。

表1 試驗獲取的全部數(shù)據(jù)Table 1 All data obtained from the experiment

表2 兩變量的一個線性區(qū)間Table 2 A linear interval of two variables

通過試驗得到變量（X,Y,Z,W,V）的一組數(shù)據(jù)（xi,yi,zi,wi,vi）（其中，i=1,2,…,n），見表1。

先取其中兩個變量X、Y，以關(guān)鍵變量X的變化區(qū)間進行分段，假設(shè)在其中一區(qū)間內(nèi)（見表2），擬合函數(shù)是一條直線。

則必須確定式系數(shù)a和b的值來描述該直線。同時使得區(qū)間內(nèi)對應(yīng)的10個點盡可能地靠近這條直線。假設(shè)第k個點的數(shù)據(jù)恰好能落在該直線上，則這個點的坐標(biāo)滿足該直線的方程，即：

如果某點靠近該直線，則它的坐標(biāo)不滿足直線方程，有一個絕對值為|a+bxk-yk|的殘差。

選取a和b，使該函數(shù)取極小值。即：

圖1 數(shù)據(jù)擬合結(jié)果Fig.1 Data fitting results

求解系數(shù)a和b的線性方程組：

得到系數(shù)a和b，確定線性擬合函數(shù)，如圖1所示。最終，將所有區(qū)間組合，建立整個試驗過程中的各參數(shù)關(guān)系模型。

1.2 汽輪機閥門流量曲線建模

通過試驗獲得主蒸汽壓力、調(diào)節(jié)級壓力、負荷指令、機組負荷、總閥位指令、各閥門升程、軸振、主蒸汽流量等重要參數(shù)。將表1中變量X、Y、Z、W、V分別定義為總閥位指令、閥門升程、調(diào)節(jié)級壓力、主蒸汽流量、主蒸汽壓力。以關(guān)鍵變量X為基準進行分段，采用1.1節(jié)描述的擬合方法分別計算變量（X，Y），（X，Z），（X，W），（X，V）間的關(guān)系。圖2為順序閥方式下（X，Y）關(guān)系模型。圖3為順序閥方式下（X，V）關(guān)系模型。

由于主蒸汽流量無法直接測量，在工程應(yīng)用領(lǐng)域，采用弗留格爾公式[10]計算流量，以關(guān)鍵變量X為基準，分別建立（X，Y），（X，Z），（X，W），（X，V）后，當(dāng)前機組汽輪機閥門流量模型基本建立，如圖4所示。

圖2 總閥位指令—閥門升程Fig.2 Total valve position instruction-valve lift

圖3 總閥位指令—總進氣量Fig.3 Total valve position instruction-total intake volume

圖4 汽輪機閥門流量控制模型Fig.4 Steam turbine valve flow control model

該模型的建立，準確定義了閥門開度與進汽量的對應(yīng)關(guān)系、順序閥控制方式下閥門重疊度、負荷變化時機組進汽量的變化，以及各重要參數(shù)間的對應(yīng)關(guān)系，為后續(xù)流量特性優(yōu)化，重疊度調(diào)整，以及因流量特性不好引起的故障診斷等提供了準確的依據(jù)。

圖5 #1軸X向振動趨勢圖Fig.5 X-Directional vibration trend diagram of #1 bearing bush

圖6 #1軸X方向振動頻譜圖Fig.6 X-Directional vibration spectrum of #1 bearing bush

2 高中壓轉(zhuǎn)子低頻振動故障特性及現(xiàn)象

2.1 高中壓轉(zhuǎn)子低頻振動特性

文獻[11][12]指出，汽輪機組的振動主要分為強迫振動和自激振動。自激振動又可以分為油膜渦動和汽流激振，這兩者都表現(xiàn)為低頻振動故障特征，頻譜中0.5X倍頻分量較為突出。測試經(jīng)驗表明，汽流擾動引起的高中壓轉(zhuǎn)子低頻振動故障特征符合自激振動的故障特征，屬于自激振動。由其自身振動故障特征[13,14]有一定的特殊性，主要表現(xiàn)出以下3種特征[15,16]：

1）振動幅值突然增大且不穩(wěn)定。

2）頻譜中常伴隨0.5X低頻率分量。

3）軸瓦失穩(wěn)通常發(fā)生在負荷快速變化時。

2.2 故障現(xiàn)象

圖7 #1軸Y方向振動頻譜圖Fig.7 Y-Directional vibration spectrum of #1 bearing bush

陜西某330MW機組，采用東汽生產(chǎn)的亞臨界、一次中間再熱、高中壓合缸、單軸、雙缸雙排汽、凝汽式汽輪機，機組負荷常年運行在225MW～255MW區(qū)間。多次發(fā)生#1、#2軸振動激增現(xiàn)象，2018年某月，機組在1min內(nèi)，#1X軸振由37μm突升至最大95.95μm，隨后立即降低負荷，振動恢復(fù)至正常值37μm。通過調(diào)取數(shù)據(jù)發(fā)現(xiàn)，振動激增現(xiàn)象只發(fā)生在汽輪機的#1軸上；該現(xiàn)象出現(xiàn)時，機組處于升負荷階段，振動最大值出現(xiàn)在240MW負荷附近，振動出現(xiàn)后立即降低負荷，則振動立即下降并趨于穩(wěn)定，如圖5所示。

通過調(diào)閱歷史數(shù)據(jù)，發(fā)現(xiàn)1X振動激增主要為低頻分量（基本為0.5倍頻，如6圖所示）。頻譜圖中，通頻幅值95.95μm，其中0.5倍頻分量為61.23μm，1倍頻分量為18.98μm；1Y振動頻譜圖中（如7圖所示），通頻幅值96.57μm，其中0.5倍頻分量為38.77μm，1倍頻分量為20.32μm。

3 故障分析及處理

3.1 故障分析

依據(jù)自激振動[15,16]的故障特征及該機組振動頻譜分析認為，該機組#1軸振故障同時具有油膜渦動（軸瓦失穩(wěn)）及汽流激振的故障特征，屬于自激振動。

該機組設(shè)計為4個高壓調(diào)門，原順序閥開啟方式為GV1 & GV2—GV3—GV4。機組帶負荷在240MW附近時，GV3逐漸開啟。若機組配汽方式不合理，閥門間重疊度設(shè)置不合適，以及閥門——流量對應(yīng)關(guān)系偏離設(shè)計值，導(dǎo)致在機組進汽量發(fā)生變化時，噴嘴組在x、y向上受到的合力不平衡產(chǎn)生激振力，是導(dǎo)致振動的主要原因之一。

通過開展實驗，建立該機組閥門流量控制模型。圖8為機組運行過程中GV1、GV2、GV3、GV4閥門升程與負荷指令、進汽量的關(guān)系模型。該運行方式，在負荷指令75%～85%，即：225MW～255MW區(qū)間，GV3閥門重疊度設(shè)置不合適（如圖8中A點所示），導(dǎo)致進汽量明顯不足（如圖8中B點所示），引起轉(zhuǎn)子與軸瓦同心度下降（轉(zhuǎn)子偏向x正向）。使得流量指令為75%～85%時，存在較大負荷調(diào)節(jié)偏差，導(dǎo)致機組進汽不均。

圖8 閥門流量特性曲線Fig.8 Valve flow characteristic curve

機組檢修期間也發(fā)現(xiàn)，#1軸瓦徑向間隙x正向為0.3mm,x負向為1.3mm，即轉(zhuǎn)子與軸瓦同心度較差。同心度不良引起動態(tài)擾動力，作用于該軸瓦，引起機組產(chǎn)生自激振動。

該機組常年在225MW～255MW運行，該負荷段正好處在閥門GV3調(diào)節(jié)區(qū)間。如果GV3進汽不足，對x正向的約束力減少，導(dǎo)致軸偏向x正向。因此，在順序閥控制方式下，機組在240MW負荷擾動時，進汽量發(fā)生變化，調(diào)節(jié)級噴嘴組受力不平衡，導(dǎo)致軸瓦失衡表現(xiàn)為振動增大。

3.2 故障處理

因此，根據(jù)以上結(jié)論開展以下兩方面。

1）開展閥門流量特性優(yōu)化。利用已建立的機組閥門流量控制模型，首先，通過調(diào)整閥門管理程序中的各閥門流量函數(shù)，使得各閥門開度與通過蒸汽量相一致；其次，調(diào)整GV1 & GV2與GV3閥門間重疊，消除進汽量曲線的凹點，彌補重疊區(qū)域進氣量不足問題，調(diào)整后曲線如圖9所示。

2）檢修期間，調(diào)整軸瓦標(biāo)高，調(diào)整軸瓦載荷，改變軸瓦的阻尼系數(shù)、油膜剛度系數(shù)，同時修復(fù)磨損軸瓦的鎢金面。加強了軸瓦穩(wěn)定性，防止發(fā)生油膜渦動。

通過以上調(diào)整后，機組在參與負荷調(diào)節(jié)過程中，再未出現(xiàn)240MW附近發(fā)生低頻振動故障現(xiàn)象，達到了消除#1軸低頻振動故障的目的。

圖9 優(yōu)化后閥門流量特性Fig.9 Flow characteristics of optimized valve

4 總結(jié)與展望

本文以汽輪機閥門流量特性及其對汽輪機安全性影響為研究內(nèi)容，主要從汽輪機閥門流量控制建模，以及因閥門流量特性問題導(dǎo)致的高中壓轉(zhuǎn)子出現(xiàn)的低頻振動故障兩方面開展研究。針對某330MW機組實際運行過程中出現(xiàn)高中壓轉(zhuǎn)子低頻振動故障問題，開展分析診斷工作。從閥門流量控制建模，改善軸瓦穩(wěn)定性兩方面開展處理。最終通過閥門流量控制建模，準確定位故障點，通過閥門流量特性優(yōu)化、重疊度調(diào)整，以及利用檢修期調(diào)整軸瓦穩(wěn)定性，徹底消除了該機組#1軸低頻振動故障。同樣，寧夏某330MW機組，通過6個高壓調(diào)節(jié)汽門調(diào)節(jié)進汽量，在實際運行過程中，原順序閥控制方式下，隨著GV5參與調(diào)節(jié)，主機1X軸振逐漸升高（在90μm～100μm左右），影響機組運行安全，通過分析認為GV5開啟時，進汽不平衡導(dǎo)致振動升高，通過建立汽輪機閥門流量控制模型，采取調(diào)整閥門開啟順序，閥門流量特性優(yōu)化，重疊度調(diào)整，最終消除故障。研究成果取得實際意義。