劉億鑫，趙新宇，趙志強，王 闖，馬海波

(1.華電內蒙古能源有限公司，呼和浩特 010020;2.華電內蒙古能源公司包頭發(fā)電分公司,包頭 014000)

為了使機組能夠安全穩(wěn)定運行，汽輪機動靜部分之間需留有合適的徑向間隙，但間隙大會使漏汽量增加，從而降低機組效率。在機組中安裝汽封，可有效減少漏汽，達到節(jié)能降耗的效果。王學棟等[1]研究發(fā)現，在330 MW機組上采用柔齒和刷式汽封相結合的方法后，高壓缸效率提高了0.75%，熱耗率降低了265.84 kJ/(kW·h)，說明汽封的節(jié)能降耗效果顯著。因此，為滿足經濟性指標，汽封工作間隙被壓縮得很小，一般為0～0.1 mm。但是較小的工作間隙可能引起動靜摩擦，存在一定安全隱患。

晏紅兵等[2]對某機組進行汽封改造后振動偏大的問題進行了研究分析，采用“啟?！狈?，成功解決了汽封與轉子的碰磨振動問題。機組從初次啟動到完全正常并網共打閘6次：前3次啟動中，為保證汽封間隙調整效果，將打閘振動值控制在較小數值；后3次因機組已并列運行，打閘振動值有所放大，但均在允許范圍內。徐國生等[3]通過振動頻譜特征分析，查明了某汽輪機振動大的原因為汽封與轉子碰磨，這導致轉軸產生了熱彎曲，通過6次反復啟停，讓汽封與轉子之間充分摩擦，將機組振動控制在合格范圍內。文獻[4]針對接觸式汽封碰磨引起的振動大的問題，通過4次停機和5次啟動，也解決了動靜碰磨引起的振動問題。

不同于常規(guī)的“啟?！狈ǎ疚慕榻B的汽輪機振動大的解決方法一邊帶負荷一邊讓動靜部分磨合，通過調整運行參數將振動值控制在正常范圍內。整個過程中，動靜部分充分膨脹、磨合后，振動大的現象自然消除。該方法具有處理周期短、經濟效益好的優(yōu)點，可為解決其他同類機組類似問題提供借鑒。

1 機組概況

某電廠汽輪機采用亞臨界、中間再熱、單軸、三缸四排汽、沖動式、凝汽式設計，設計額定功率為600 MW，最大連續(xù)出力641.6 MW。汽輪機采用高中壓合缸結構，低壓缸為雙流反向布置。汽輪機機組軸系共有9個軸承，如圖1所示，汽輪機側有6個軸承，發(fā)電機側有2個軸承，勵磁機側有1個軸承。除勵磁機轉子以外所有轉子均是雙支點支撐，發(fā)電機的前后軸承端蓋處裝有密封瓦。推力軸承位于前軸承箱內，為瓦塊間自動平均分配荷載的均載式軸承。

圖1 軸系支撐圖

為進一步挖掘機組的節(jié)能潛力，實現節(jié)能降耗，提高機組運行的安全性和經濟性，在機組大修時對部分刷式汽封進行了更換和修復，刷式汽封更換情況如表1所示。

表1 刷式汽封更換范圍及數量

2 故障現象

機組并網后，軸振隨負荷的增加而波動，如圖2所示。在負荷為0～100 MW時，機組軸振較小，繼續(xù)升負荷后，5號、6號軸振(X向)急劇增大，分別增加了80 μm和200 μm，達到了100 μm和215 μm。在額定轉速下，規(guī)定軸振值大于125 μm時機組報警，大于250 μm時機組跳閘。所以此時機組軸振已經超過報警值，必須采取相應措施，防止發(fā)生重大事故，保證機組安全穩(wěn)定運行。

圖2 軸振與負荷變化趨勢圖

3 故障分析

由圖2軸振與負荷變化關系曲線可知，振動增加的最小時滯為10 min，振動減小的時滯為15 min。根據現場數據分析及以往電廠振動處理經驗[5]判斷，軸振增大的原因為發(fā)生了轉軸碰磨，振動最大時滯由碰磨的嚴重性決定，隨著碰磨加重，時滯明顯減小。目前對該振動的統(tǒng)計顯示，該振動增大的最小時滯大于2 min。根據以往經驗，結合機組大修時更換和修復了部分刷式汽封的情況，相關調試人員判斷認為，此次機組振動是由于汽封刷毛與轉軸間隙較小，且轉子受熱膨脹速度大于汽缸膨脹速度，這使汽封刷毛與轉子發(fā)生碰撞，產生局部變形，從而引發(fā)振動。

4 處理措施

以往研究通常采用反復“啟?！狈▉硐啓C轉子因為與汽封碰磨產生的振動故障。將汽輪機轉子沖轉到臨界轉速之下，并穩(wěn)定到某一值，監(jiān)控各軸瓦振動參數，當振動上升超過警戒值時，進行手動打閘。轉子惰走至600 r/min時，如果各瓦振動在允許范圍內，則進行重新沖轉。反復啟停使轉子與汽封之間充分膨脹，通過轉子與汽封之間的反復碰磨，將高點消除，使振動恢復到正常范圍內。但是反復啟停缺點較多，如延長并網時間、增加煤耗和廠用電率、縮短汽輪機極熱態(tài)啟動壽命等。尤其對運行10年以上的機組，極熱態(tài)頻繁啟停對機組壽命影響巨大。各類啟動的壽命損耗如表2所示。鑒于“啟停”法的不足，本次機組采用邊帶負荷邊動靜磨合的辦法來解決汽封碰磨軸振的問題。

表2 汽輪機轉子壽命損耗

機組帶負荷后，5號、6號軸振較大，計劃在0～300 MW各負荷段進行暖機，使轉子與汽缸充分膨脹，將汽封刷毛高點磨除，使軸振恢復到正常范圍內。整個暖機過程需嚴密監(jiān)視汽輪機高、低壓缸脹差以及振動情況，確保在汽輪機轉子振動穩(wěn)定、無較大波動的情況下，以每10 MW的幅度緩慢增加機組負荷，每一次增加負荷操作需待機組各參數穩(wěn)定后，再進行下一次操作。

漲負荷時，嚴密監(jiān)視汽輪機脹差和振動情況，發(fā)現脹差或振動有明顯上升趨勢時，立即降低負荷，減少汽輪機進汽量，在振動回歸到正常水平之前，禁止升負荷。根據負荷增加情況，適當提高主再熱汽溫度，每10 min的溫度變化不超過2 ℃。嚴密監(jiān)視汽輪機軸承振動，尤其是3號至6號瓦振動。值班員實時做好DCS振動曲線記錄，進行嚴密監(jiān)視。發(fā)現軸承振動有異常變化時，應當立即穩(wěn)定機組運行參數，使軸振穩(wěn)定，同時觀察軸振變化趨勢。如軸振無緩和，應立即降低負荷。如仍無緩和，可適當降低軸封溫度(不得低于155 ℃，事后應將其及時調整至正常溫度)。在低壓缸排汽溫度較低時，降低低壓缸噴水量，提高低壓缸溫度(短時間不超過85 ℃，長時間不超過60 ℃)。在低壓缸排汽壓力較低時，降低真空(真空壓力不低于73 kPa)，停止1臺真空泵運行，開啟1臺加熱器汽側排空手動門(專人操作)，或者手動開啟真空破壞門。若振動上漲變快，可立即降低主蒸汽溫度，然后穩(wěn)定參數，觀察振動變化，振動正常后，將各參數恢復至正常水平。

圖3為采取措施后的振動趨勢圖。10∶52，5號軸振為20 μm，6號軸振為15 μm，負荷100.5 MW，此時軸封溫度為180 ℃，凝汽器真空為-80.6 kPa。10∶58，運行人員判斷振動有增大的趨勢，開始緩慢降低負荷。11∶10，振動持續(xù)惡化，運行人員通過減少供煤量、減小主汽門開度的方式持續(xù)降低負荷。11∶24，負荷降至10 MW，與此同時將軸封供汽溫度降低至165 ℃，停運1臺真空泵，提升真空至-77.7 kPa。11∶58，5號、6號軸振最大值達到100 μm和215 μm，隨后逐漸減小。12∶40，5號、6號軸振分別降至35 μm和26 μm。在操作過程中，運行人員準確地預判了振動變化趨勢，采取了一系列措施，經過約2 h的不斷調試，終于將振動情況控制穩(wěn)定。由于火電機組龐大而復雜，因此所采取的一系列措施有明顯的滯后效應，需要操作人員認真負責，時刻關注各軸振參數，做好預測分析。在整個調試過程中，使軸封壓力維持在55 kPa，軸封溫度維持在175～185 ℃，不得大幅變化。應嚴密監(jiān)視凝汽器真空和低壓缸脹差，避免其大幅變化。將凝汽器液位維持在800 mm，機組潤滑油溫度維持在40 ℃，定子冷卻水溫度維持在42 ℃，氫氣溫度維持在40 ℃。

圖3 采取措施后的振動變化趨勢

低負荷時轉子膨脹快于汽缸膨脹，轉子與汽缸的間隙再次縮小，當間隙變小后，軸瓦振動出現異常升高，分析產生變化的原因有：(1)負荷增加，進入汽輪機的蒸汽量發(fā)生變化，軸系穩(wěn)定受到影響；(2)主蒸汽溫度、壓力發(fā)生變化，汽輪機轉子膨脹過快；(3)低壓缸排汽溫度升高，蒸汽通流量發(fā)生變化；(4)主機真空變化。此時，必須及時采取人工干預，改變軸系振動趨勢，減緩轉子膨脹。當負荷升至300 MW時，汽輪機通過動靜磨合，轉子與汽封之間已有足夠的動靜間隙，不再發(fā)生碰磨，軸振恢復至正常范圍。

5 處理效果

由圖2可知，機組經過79 h的帶負荷暖機碰磨，5號、6號軸振由原來的最大110 μm和215 μm降低到46 μm和35 μm。隨后，在機組負荷變化的過程中，5號、6號軸振都趨于穩(wěn)定，再無突變現象。本文的措施徹底解決了因更換汽封導致動靜間隙不足，從而發(fā)生碰磨，引起機組振動大的問題。

6 結 論

本文針對某600 MW汽輪機機組軸振大的問題，在參考其他電廠及相關人員的經驗和研究的基礎上進行了自主分析，認為原因是大修時更換了汽封，導致了動靜碰磨。經過對轉子振動曲線分析，認為本機組的問題可以不采用傳統(tǒng)的“啟?！狈?，由此提出了邊帶負荷邊碰磨的方法。該方法縮短了處理故障的周期，減少了汽輪機轉子的壽命損耗，保證了發(fā)電機組安全穩(wěn)定運行，為同類型機組提供了有價值的實踐經驗。