350 MW汽輪機組汽流激振故障分析及處理

馬 驥，李勇紅，尚海龍

(烏蘭察布市宏大實業有限公司，內蒙古 烏蘭察布 013650)

0 概況

某電廠2×350 MW機組汽輪機為東方電氣集團東方汽輪機有限公司生產的亞臨界、一次中間再熱、高中合缸、單軸雙排汽、直接空冷抽汽式汽輪機，型號為CZK350-16.7/538/538。

汽輪機、發電機和勵磁機轉子組成一個軸系，整個軸系為6個軸承支撐，所有軸承均落地布置。其中汽輪機軸承4個，發電機軸承2個，汽輪機的1號和2號軸承為可傾瓦軸承，3號、4號以及發電機軸承均為橢圓瓦軸承。

2號機組于2016年5月開始整套啟動試運行。在試運期間，對各軸瓦的振動進行監測。監測發現，高中壓轉子1，2號軸振在大負荷期間振動很不穩定，存在較大波動，且振動的波動與高調門開度和負荷的大小關系密切。

1 振動情況及振動特征

1.1 振動情況

2016-06-13T09:40，2號機組帶負荷340 MW試運時，機組1，2號軸承振動突增。振動數據如表1所示。

1.2 振動特征

機組振動出現突增屬于非正?，F象，通過汽輪機振動監測系統(turbine dignosis managment，TDM)調取當時機組振動出現異常前后的振動頻譜，如圖1，2所示。

從圖1中可以發現機組振動未出現異常時，機組振動主要來源于1倍頻的振動，且最高的1Y振動通頻值僅為15 μm。從圖2中可以發現機組振動出現異常時，機組1號和2號軸振及瓦振都是1/2倍頻的振幅突增，且最高的1Y振動通頻值已超過60 μm。

表1 2號機組振動數據

2 振動故障原因分析

分析2號汽輪機高中壓轉子1號和2號軸承在大負荷時發生的不穩定振動，可知其振動頻率與轉子的轉速頻率不符，屬于低頻振動。在汽輪發電機組的實際運行中，軸系產生突發性低頻振動的原因主要有軸承油膜振蕩和汽流激振2類。二者均屬于不穩定自激振動。

油膜振蕩只有在機組運行轉速大于2倍轉子臨界轉速的情況下才可能發生。當轉速升至2倍臨界轉速時，渦動頻率非常接近轉子臨界轉速，因此產生共振而引起很大的振動。通常一旦發生油膜振蕩，無論轉速繼續升至多少，渦動頻率將始終保持為轉子一階臨界轉速頻率。

圖1 振動前頻譜

圖2 振動后頻譜

汽流激振一般發生在大功率汽輪機的高中壓轉子上。當發生汽流激振時，其主要特點是振動對負荷非常敏感，且一般發生在較高負荷。通常存在1個門檻負荷，超過此負荷，會立即激發汽流激振;而當負荷降低至某一數值時，振動立即恢復正常，有較好的重復性。振動的頻率與轉子一階臨界轉速頻率相吻合。在絕大多數情況下(汽流激振不太嚴重)振動頻率以半頻分量為主。當發生汽流激振時，僅改變軸承設計并不能消除振動;只有改進汽封通流部分的設計，調整安裝間隙，較大幅度地降低負荷或改變主蒸汽進汽調節汽閥的開啟順序等，才能解決問題。

該機組屬于大容量、高參數、亞臨界機組。1，2號瓦為可傾瓦軸承，軸瓦本身的穩定性較好；高中壓轉子的臨界轉速為1 698 r/min，工作轉速為3 000 r/min，小于2倍的一階臨界轉速，因此汽輪機的低頻振動不屬于油膜振動。而1，2號瓦不穩定振動頻率(約1/2倍頻)與高中壓轉子的臨界轉速一致，不穩定振動隨負荷的變化特征具有較好的重復性，并且這種不穩定低頻振動同時發生在高中壓轉子的2個軸瓦上。由此判斷，機組振動是由汽流激振引起的。

3 汽流激振的情況分析

3.1 產生機理

汽流激振產生的原因主要有2個：一是由于調節閥開度以及開啟順序的原因，高壓蒸汽產生了一個向上抬起轉子的力，從而減少了軸承比壓，使軸承失穩；二是由于葉頂徑向間隙不均勻產生的切向分力，以及端部軸封內氣體流動時所產生的切向分力，使轉子產生了自激振動。

對2號機高壓缸進汽調節閥進行閥門開度對振動影響的試驗。HPGV1，HPGV2，HPGV3，HPGV4開度對1號和2號軸承振動影響的試驗數據分別如表2，3，4，5所示。

表2 HPGV1開度對軸振的影響試驗數據

表3 HPGV2開度對軸振的影響試驗數據

表4 HPGV3開度對軸振的影響試驗數據

表5 HPGV4開度對軸振的影響試驗數據

3.2 分析結論

通過各個高調閥開度對機組振動影響的試驗發現，將3號高調閥開度逐漸開大至36 %時，機組振動會突然增大；此時再將3號高調閥開度關小至29 %時，機組振動會突然減小。因此，判定引起2號機組振動的原因應該是3號高調閥開度在一定值時導致機組汽流激振。

3.3 處理措施

針對以上現象，在機組試運行期間將3號高調閥開度限制在34 %。采取此措施后整個試運期間機組再未出現振動突增現象，問題得以解決，機組振動保持在正常水平。

4 汽流激振處理對策

4.1 調整運行方式

高中壓轉子發生汽流激振與負荷有關，而最直接的關系就是高壓調節閥的開啟、關閉順序和開度。因此，可采取以下幾個調整方法。

(1) 2號機組發生汽流激振可通過限制3號高壓調節閥開度得以控制。經DEH閥門管理組態邏輯分析得出，單閥控制下機組1—4號高調閥接受流量指令后以相同的開度開啟；順閥控制下機組先開啟1，2高調閥直至全開，流量指令繼續增大開啟3，4號高調閥。因此，改變進汽方式(由單閥方式改為順閥方式)可緩解汽流激振。但由于2號機組投運未達半年以上，沒有對其進行進汽方式的切換。

(2) 調整高壓調節閥的開啟次序。根據現場觀察及試驗驗證，減小3號高調閥的開度對抑制汽流激振有利。故可將進汽次序由“Ⅰ+Ⅱ→Ⅲ→Ⅳ”改為“Ⅰ+Ⅱ→Ⅳ→Ⅲ”，避免3號高調閥的開啟。經廠家確認后，對高壓調節閥的開啟次序進行了調整，改為“Ⅰ+Ⅱ→Ⅳ→Ⅲ”開啟次序。

(3) 由于4號高調閥與3號高調噴嘴相對，高壓缸調速汽閥排列順序如圖3所示，故認為增大4號高調閥的開度對抑制汽流激振有一定的作用。表6，表7示出了高調門開啟次序調整為“Ⅰ+Ⅱ→Ⅳ→Ⅲ”前后的抽振動數據，進一步驗證了上述判斷。

圖3 高壓缸調速汽閥排列順序

表6 高調閥開啟次序修改前的軸振

表7 高調閥開啟次序修改后的軸振

4.2 減小汽流激振力

減小汽流激振力是消除汽流激振的根本性措施。產生汽流激振力的根源是高中壓轉子在汽缸中的位置存在偏斜，動葉圍帶汽封、隔板汽封以及軸端汽封處的間隙在圓周方向存在不均勻。這可以在停機檢修時進行檢查并調整。

5 結論

(1) 機組高中壓轉子在高負荷時發生的半頻分量振動屬于低頻振動，其振動頻率與轉子一階臨界轉速頻率相吻合，屬于汽流激振。汽流激振與機組負荷大小密切相關，有較好的重復性，可通過較大幅度地降低負荷作為消除汽流激振的應急措施。

(2) 運行中，研究并采用對機組擾動最小的調閥運行方式，使機組汽流激振得到了較大的抑制。

(3) 在制造廠家的配合下，可以考慮改變高壓調節閥的進汽方式，同時修改DEH閥門管理函數曲線，使其實現較好的調節閥開啟順序和開度。

(4) 在機組檢修時，盡量將轉子與汽缸的間隙控制在合理范圍內，并保證軸向均勻、軸封及隔板套間隙合適，防止漏氣不均勻導致轉子汽流激振；也可通過減小1，2號軸瓦頂部間隙，調整1，2號軸承坐標高來解決振動問題。

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