張 澤, 王 濤, 王 浩, 張 昕, 孔佑順

(1. 華北電力科學研究院有限責任公司西安分公司,西安 710000;2. 華北電力科學研究院有限責任公司,北京 100032)

某電廠1 000 MW超超臨界汽輪發(fā)電機組采用新型的單支撐軸系結(jié)構(gòu),該結(jié)構(gòu)具有緊湊、節(jié)省占地空間、變工況運行穩(wěn)定可靠等優(yōu)點。該類型機組受本體軸承單支撐結(jié)構(gòu)和相鄰轉(zhuǎn)子間振型等因素的影響,多臺已投產(chǎn)機組在調(diào)試期間、運行中存在軸承振動超標問題[1]。張偉江等[2]研究了某電廠軸承標高故障對振動的影響,研究表明機組振動異常是由于中壓缸膨脹異常造成3號軸承抬高,進而引起2號軸承支撐脫空,通過調(diào)整2號、3號軸承標高可以解決故障。翁振宇[3]通過分析某電廠振動數(shù)據(jù),采用增大軸系阻尼及調(diào)整軸瓦頂隙的方法解決了機組振動問題。馬文生等[4]建立非線性動力模型,研究轉(zhuǎn)速對轉(zhuǎn)子-軸承-密封系統(tǒng)的動力學特性的影響,計算不同轉(zhuǎn)速下的轉(zhuǎn)子時間歷程圖、軸心軌跡圖、Poincare圖和頻譜圖,揭示了轉(zhuǎn)速變化對轉(zhuǎn)子非線性振動的影響規(guī)律。陳建縣[5]針對某1 000 MW超超臨界機組的軸瓦振動超標故障,通過增大軸瓦支撐墊塊與軸承支架圓柱面受力面積,增大動力特性系數(shù),從而改善了機組振動。孫慶等[6]通過動態(tài)支承剛度邊界的方法,研究了不同基礎支撐形式下汽輪發(fā)電機組軸系的動力特性。王秀瑾等[7]分析了軸承座剛度變化對大型汽輪機低壓轉(zhuǎn)子臨界轉(zhuǎn)速的影響,結(jié)果表明汽輪機低壓轉(zhuǎn)子臨界轉(zhuǎn)速對低于一定數(shù)值的落地式軸承座支撐剛度變化更敏感,在設計時應保證足夠大的軸承座剛度。楊建剛等[8]研究了汽輪發(fā)電機組軸承座動力特性識別法,提出了一種利用轉(zhuǎn)子-軸承系統(tǒng)結(jié)構(gòu)數(shù)據(jù)和機組啟停過程中不平衡響應數(shù)據(jù)重構(gòu)軸承座頻率響應函數(shù)的方法。崔亞輝等[9]研究了1 000 MW汽輪發(fā)電機組N+1支撐軸系的不平衡響應特性,分析了在額定工作轉(zhuǎn)速為3 000 r/min的狀態(tài)下,軸系上10個平衡位置加配重后的渦動響應,得出了不同軸向加配重位置對軸系振動的敏感程度和影響規(guī)律。通過對現(xiàn)場振動影響因素的大量研究,以及介紹了現(xiàn)場處理振動故障的方法,得出采用單支撐軸承機組的穩(wěn)定性不足,軸系穩(wěn)定性受外界干擾較大,容易出現(xiàn)振動異常情況[10-12]。

筆者以某電廠超超臨界二次再熱1 000 MW 機組為例,研究1 000 MW一次再熱超超臨界機組的軸系振動問題,為該類型機組的故障分析處理和設計優(yōu)化提供參考。

1 設備系統(tǒng)簡介

汽輪機為1 000 MW超超臨界汽輪機,型號為CZK1034-28/0.5/600/620,采用一次中間再熱、單軸、四缸四排汽、九級回熱抽汽、直接空冷抽汽。發(fā)電機為QFFN-1050-2型三相同步汽輪發(fā)電機,采用水氫氫冷卻方式(定子繞組采用水內(nèi)冷,轉(zhuǎn)子繞組采用氫冷,定子鐵芯和定、轉(zhuǎn)子表面及端部構(gòu)件采用氫冷)。

軸系結(jié)構(gòu)見圖1。汽輪機為HMN型積木塊組合(1個單流圓筒形高壓缸、1個雙流中壓缸、2個雙流低壓缸),最大功率可達到1 034 MW。機組膨脹的絕對死點和相對死點均設在2號軸承座處,在2號軸承座內(nèi)裝有徑向推力聯(lián)合式軸承,整個軸系以推力軸承為死點向兩端膨脹。高壓轉(zhuǎn)子從推力軸承向高壓調(diào)節(jié)閥端膨脹,中、低壓轉(zhuǎn)子則從推力軸承向發(fā)電機端膨脹。高、中壓外缸通過位于其兩側(cè)機組水平中心線上的貓爪支撐在軸承座上。高、中壓外缸受熱后以2號軸承座為死點分別向機頭、發(fā)電機端膨脹,低壓內(nèi)缸向發(fā)電機端膨脹。

圖1 軸系示意圖

2 柔性轉(zhuǎn)子動平衡理論

2.1 柔性轉(zhuǎn)子動平衡振動特性分析

柔性轉(zhuǎn)子振動模型的振動方程為:

(1)

式中:E為彈性模量,Pa;I為截面慣性矩,m4;y為轉(zhuǎn)子動撓度,m;s為轉(zhuǎn)子上某一位置,m;m為轉(zhuǎn)子質(zhì)量,kg;ω為角速度,rad/s;t為時間,s;c為阻尼系數(shù),N·s/m;ε(s)為轉(zhuǎn)子不平衡質(zhì)量函數(shù);φ(s)為相位,(°)。

設ε(s)=0,則柔性轉(zhuǎn)子無阻尼自由振動解為:

(2)

(3)

(4)

式中:Dn為常數(shù);Φn為相位,(°);ωn為轉(zhuǎn)子轉(zhuǎn)動頻率,Hz;Ψn為該點初始相位,(°);l為轉(zhuǎn)子長度,m。

柔性轉(zhuǎn)子自由振動響應由無數(shù)個頻率為ωn的振動分量組成。根據(jù)ωn大小可分為一階固有頻率、二階固有頻率等。臨界轉(zhuǎn)速與抗彎剛度成正比,與軸系長度成反比。

對不同階振型曲線的正交性進行驗證,驗證方程為:

(5)

利用振型曲線的正交性,將公式(1)按振型曲線展開為:

ε(s)cosφ(s)=∑anΦn(s)

(6)

(7)

式中:ε(s)cosφ(s)為轉(zhuǎn)子質(zhì)量偏心分布曲線在y-s平面內(nèi)的投影。

推導可得柔性轉(zhuǎn)子在不平衡力作用下的強迫振動響應為:

(8)

(9)

(10)

式中:φn為滯后于第n階不平衡力的角度,(°);ξn為不平衡力的角度,(°)。

柔性轉(zhuǎn)子升速過程中會通過多個臨界轉(zhuǎn)速。n階振型模式的不平衡分布會激發(fā)n階類型振動。

2.2 柔性轉(zhuǎn)子動平衡諧波分量法

振型正交決定對稱和反對稱分量分別對應一階和二階振型。對稱分量是由一階振型的不平衡分布引起,反對稱分量是由二階振型的不平衡分布引起,二者相互獨立。諧波分量法的基本步驟如下:起動轉(zhuǎn)子至平衡轉(zhuǎn)速,測量兩端軸承原始振動A0、B0,將A0分解為對稱和反對稱分量Ad0、Af0;對選定的2個平衡面加配重,將平衡面加配重前的振動幅值分解為對稱和反對稱分量;測量加配重后的振動,將其分解為對稱和反對稱分量;分別計算對稱和反對稱分量配重質(zhì)量的影響系數(shù);分別計算對稱加配重質(zhì)量和反對稱加配重質(zhì)量,將對稱和反對稱加配重質(zhì)量合成,得到2個平面上的加配重質(zhì)量[13]。

2.3 加配重方案的確定

不同容量機組對平面加配重的響應值見表1[13]。

表1 不同容量機組對平面加配重的響應值

3 案例分析

某電廠調(diào)試期間,在機組升負荷過程,6號、7號軸瓦的振動值偏高,隨著負荷的升高,振動對后期滿負荷運行產(chǎn)生影響。因此,對現(xiàn)場數(shù)據(jù)進行分析并進行動平衡試驗。

3.1 超速試驗振動情況

在汽輪機首次定速在3 000 r/min至機組首次負荷達到200 MW期間,汽輪機7號軸瓦(發(fā)電機勵端)的軸振動值一直偏高。機組以200 MW負荷暖機4 h后,將發(fā)電機解列進行電超速試驗。發(fā)電機在電超速試驗期間的振動情況見圖2。7號軸瓦的軸振動值最高升至108 μm(振動值峰值);6號軸瓦的軸振動值在升速過程中由35 μm下降至21 μm;8號軸瓦的軸振動值由47 μm升至73 μm。試驗期間,與發(fā)電機相關的氫氣壓力(0.256 MPa)、發(fā)電機冷/熱氫溫度(38.0 ℃/51.9 ℃)和密封油溫度(43.7 ℃),基本保持不變。

圖2 發(fā)電機振動情況

汽輪機以3 000 r/min定速運行時,各軸瓦的振動情況見表2。

表2 軸瓦振動情況

對6號、7號軸瓦的振動數(shù)據(jù)及頻譜圖進行研究發(fā)現(xiàn),振動值主要由50 Hz工頻振動組成。6號、7號軸承振動值隨轉(zhuǎn)速的升高而增大的趨勢較為明顯,并且振動的X向、Y向(從汽輪機側(cè)往發(fā)電機側(cè)看,轉(zhuǎn)子順時針旋轉(zhuǎn),X向沿左上方45°方向,Y向沿右上方45°方向)相位基本一致,因此判斷機組轉(zhuǎn)子存在一定的不平衡量。

3.2 加配重后振動情況

在停機期間對6號、7號軸瓦加配重,鍵相傳感器在右側(cè)正水平上方32°方向。根據(jù)機組運行狀況及相應的振動數(shù)據(jù),發(fā)電機側(cè)的動平衡調(diào)整方案為:加配重平面1是發(fā)電機與汽輪機低壓缸對輪處20°位置,加配重質(zhì)量為530 g;加配重平面2為發(fā)電機勵端與集電環(huán)對輪處10°位置,加配重質(zhì)量為810 g。加重的具體角度以現(xiàn)場實際情況為準,實際加配重質(zhì)量為平衡螺釘質(zhì)量減去鋁制封墻頭質(zhì)量。

重新起動后機組升負荷至1 000 MW,為了驗證加配重方案的有效性,監(jiān)測機組升滿負荷、甩負荷過程中軸系的振動情況,并存儲相關數(shù)據(jù)。

在調(diào)速系統(tǒng)靜態(tài)特性合格的基礎上,在該機組上進行了2次甩負荷試驗,分別為甩50%和100%額定負荷試驗,均采用常規(guī)法:機組與電網(wǎng)解列,汽輪機的轉(zhuǎn)速飛升,調(diào)節(jié)閥關閉,記錄汽輪機轉(zhuǎn)速變化的過程,以轉(zhuǎn)速飛升至轉(zhuǎn)速穩(wěn)定或危急保安器動作(不合格)為試驗的終結(jié)。50%和100%甩負荷過程中各軸瓦的軸振動最大值見表3,結(jié)果表明軸振動值均在正常范圍內(nèi)。

表3 甩負荷過程中各軸瓦的軸振動最大值

升滿負荷過程中汽輪機各軸瓦的振動情況見表4。與加配重前相比,6號、7號軸瓦的軸振動值大幅下降,同時其他各軸瓦的軸振動值也有所降低,加配重效果顯著。

4 結(jié)語

某 1 000 MW 汽輪發(fā)電機組存在軸系振動偏大問題。通過分析現(xiàn)場汽輪機運行監(jiān)視與振動數(shù)據(jù),結(jié)合該類型機組振動特性,判斷該機組轉(zhuǎn)子存在一定的不平衡量。通過一次加配重的方法,確定加配重質(zhì)量和角度。實施加配重方案后,機組各軸瓦振動符合要求,順利解決故障。案例驗證了一次加配重方法的有效性及合理性,為該類型機組的故障分析處理和設計優(yōu)化提供指導。