350 MW超臨界機組汽輪機汽流激振分析及處理

郝帥，吳昕，王明遠，劉磊，周賢林

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350 MW超臨界機組汽輪機汽流激振分析及處理

郝帥，吳昕，王明遠，劉磊，周賢林

（國網冀北電力有限公司電力科學研究院(華北電力科學研究院有限責任公司)，北京市 西城區 100045）

轉子振動問題一直是危及機組安全運行的重要因素。分析某350MW超臨界機組出現的振動突增的異常現象，認為發生了汽流激振。在單閥方式運行下，通過調整凝汽器真空、潤滑油溫度及軸封供汽壓力，抑制發生汽流激振的頻率。同時，試驗研究幾種典型因素對于機組振動的影響，分析該機組發生汽流激振的原因。基于試驗分析結論，提出切換至順序閥運行的處理方案，確定合理的閥門開啟順序，優化汽門配汽曲線。最終有效地解決了該機組的汽流激振問題，保障了機組的安全穩定運行。

超臨界機組；汽流激振；順序閥

0 引言

汽輪機作為大型的動力機械廣泛應用于各種工程實踐，特別是在電力工業領域，保證汽輪機的安全穩定運行具有重要的現實意義。受制于理論水平及制造技術，轉子振動問題一直是危及機組安全運行的重要因素[1-3]。其中，由汽流激振引起的轉子失穩就是較為突出的問題。

汽流激振最早出現在1940年，在GE公司所進行的汽輪機試驗中發現：提高負荷后出現了一種無法通過平衡方法解決的強烈振動，最終更改通流結構解決了振動問題，研究認為這是一種由汽流誘發的振動[4]。在20世紀50年代，Thomas提出了基于葉輪偏心引起的汽流激振理論并給出了相應的計算公式[5]。1965年，Alford通過對渦輪發動機的研究進一步揭示了汽流激振的機理[6]。隨著高參數大容量透平機械的出現，此類振動發生的越來越頻繁，更多的學者投入到了激振力的產生及計算研究中[7]。國內，隨著高參數、大負荷機組的投入運營，汽流激振在實際工業生產中的危害逐漸凸顯，嚴重影響了機組的安全運行[8]。宋光雄整理分析了近幾年國內機組中汽流激振故障案例，歸納得出蒸汽激振力過大和軸瓦穩定性差是汽流激振的主要原因[9]。何國安分析了某1000MW機組汽流激振問題，得出通過改變汽封進汽的預旋方向、提高軸承穩定裕度等措施可以減緩或消除高壓轉子的汽流激振[10]。張澤斌基于某660MW機組的汽流激振問題，揭缸后發現高壓缸膨脹受阻導致高壓通流間隙一致性變差是此次汽流激振的主要原因[11]。郭杰分析了某1000MW機組的汽流激振問題，基于實際現場工作經驗總結歸納了汽流激振的主要特征，并給出了相關的解決方案[12]。翁雷對非線性間隙汽流激振力作用下汽輪機轉子碰摩故障進行了仿真分析，進一步揭示了汽流激振對系統動力學特性的影響[13]。可以看出，雖然汽流激振的機理研究更為深入透徹，但在實際工程中，考慮到機組設計及安裝調試過程，導致機組汽流激振的原因依舊十分復雜。

本文基于國內某電廠350MW超臨界機組工程的整體調試工作，針對在調試過程中出現的強烈的振動突增現象，認為發生了汽流激振，在單閥方式運行下，提出有效的試驗方案，分析汽流激振的原因，確定了合理的閥門開啟順序，最終切換至順序閥方式運行，解決了本機組汽流激振問題。

1 現象及分析

本文所研究的350MW超臨界機組汽輪機為CJK350/277-24.2/0.45/566/566型350MW、超臨界、一次中間再熱、單軸、兩缸兩排汽、間接空冷、抽汽凝汽式汽輪機。

機組整套啟動后，單閥方式下運行，在高負荷區2瓦軸振及方向發生多次突發性的強烈振動，降低負荷后異常振動消失，2瓦異常振動參數如表1所示。此類異常振動主要集中在280~320MW負荷區間，具有以下特征：1）軸振參數異常，方向振幅最高達到154μm(跳機值250μm)；2）突發性與強烈性，向振幅迅速從30μm增大至80 μm以上；3）與負荷關系密切，達到某一負荷后，振動急劇增大；微降負荷后，異常振動立即消失；4）重復性，振動現象在280~320MW負荷區間具有可重復性；5）低頻振動，振動的突增主要是0.5倍頻分量上的突增。

表1 不同負荷2瓦異常振動參數

汽流激振具有如下特征：1）與主汽流量有直接關系；2）主要出現在汽輪機高中壓轉子；3）為低頻振動，激振力的頻率與轉子的一階臨界轉速接近；4）一旦發生，將會具有良好的再現性。

對比發現本機組此類異常振動的特征與汽流激振的特征十分吻合，由此判斷該異常振動的成因很可能是汽流激振力的作用。汽流激振力主要分為葉片內部汽流激振力，葉頂汽流激振力以及汽封汽流激振力[14-17]。此3類激振力均是由轉子偏心引起的，當轉子存在一定的偏心時，將造成各級葉輪間隙沿周向分布不均，導致進入流道做功的蒸汽量沿周向分布不均，由此產生與轉子線速度方向相同的切向力及葉片內部汽流激振力(Alford力)，其激振力公式：

由式(1)可以看出此類激振力隨著偏心及負荷的增大而增大；同樣，轉子偏心的存在導致流經圍帶間隙的汽量沿周向的分布不均，由此產生與轉子線速度方向相同的切向力，即葉頂汽流激振力，此類激振力隨著偏心及蒸汽流量的增大而增大；汽封汽流激振力主要由流經轉子端部軸封及隔板汽封汽流的彈性效應及二次流效應產生的，該激振力往往較小，由此產生的汽流激振在機組空負荷運行期間就會出現。此3類汽流激振力中，葉片內部汽流激振力及葉頂汽流激振力極易造成高、中壓轉子失穩。

2 單閥方式運行方案

基于對異常振動現象的分析判斷，在單閥方式運行下，提出了如下方案：1）在維持凝汽器真空的基礎上，減小軸封供汽壓力，減小軸封供汽流量，由此減小汽封汽流激振力；2）在保證各瓦金屬溫度正常的前提下，提高潤滑油溫度，由此減小潤滑油的黏度，降低油膜厚度，抑制低頻振動；3）提高凝汽器真空度，提高機組熱效率，由此減小主汽流量。

采取以上方案后，機組發生汽流激振的頻率明顯降低，僅在340MW以上負荷偶爾出現。雖然發生汽流激振的頻率大為減小，但振幅明顯提升，汽流激振期間振動參數如表2所示，2瓦方向振幅最低值達到178.8μm，最高值193.2μm。對比表1與表2的參數，可以看出：采取上述方案后，汽流激振發生在340~350MW負荷區間，機組帶負荷能力明顯提升；出現汽流激振時，軸振與瓦振均增大，尤其軸振數值十分接近機組的振動跳機值；汽流激振發生的不確定性以及振動的劇烈性仍然威脅著機組的安全運行。

表2 處理后的2瓦異常振動參數

3 典型因素影響分析

單閥方式運行下，采用試驗方法，分別研究凝汽器真空、潤滑油溫度以及軸封供汽壓力的變化對汽流激振的影響。

3.1 變真空試驗

維持機組負荷為285MW，真空為-92kPa，潤滑油溫度為44℃，軸封供汽壓力為28kPa，穩定運行1h。設定目標負荷為355MW，升負荷率為7MW/min，逐步增加負荷。負荷升至355MW，主蒸汽流量1143t/h，降負荷至310MW，升降負荷過程中振動無異常變化。圖1為280MW及355MW負荷時，轉子軸心軌跡圖。可以看出提升負荷后，軸心位置由原先的靠近+坐標軸移動至靠近-坐標軸，并且存在遠離中心位置的趨勢。

圖1 280MW及355MW負荷時軸心軌跡圖

穩定機組負荷310MW，保持潤滑油溫度、軸封供汽壓力不變，降低凝汽器真空至-84kPa，穩定運行1h。設定目標負荷355MW，升負荷率7MW/min，逐步增加負荷。負荷升至353MW，主汽流量1161t/h，此時，2瓦振動發生突增，向振動增大至58μm，立即以10MW/min的速率減負荷，負荷降至324MW，振動恢復至正常水平。此過程中，2瓦向振動最大達到234μm，主要的機組參數見表3。圖2為此次振動異常前，350MW負荷的軸心軌跡圖，對比圖1可以發現軸心更加遠離中心位置。

表3 低真空度下異常振動時機組主要運行參數

圖3為高壓調速汽門配置及軸振探頭安裝位置示意圖，軸振探頭互呈90°，向探頭與水平面呈135°夾角，向探頭與水平面呈45°夾角，圖中+及+與軸心軌跡圖中的坐標軸相對應。

圖2 350MW負荷時軸心軌跡圖

圖3 高壓調速汽門配置及軸振探頭位置示意圖

結合圖1中軸心軌跡，從機頭向電機方向看， 280MW負荷時，軸心相對于中心位置是微微靠上偏右，隨著負荷的增大，軸心上移；對比圖1、圖2可以發現，圖2中的軸心位置明顯大于圖1的軸心位置。軸心位置的上移說明轉子被抬升，導致轉子偏心增大，引起葉片內部汽流激振力及葉頂汽流激振力隨之增大。由此推測：隨著負荷的增大，葉片內部汽流激振力相應線性增大；隨著蒸汽流量的增大，葉頂汽流激振力相應線性增大，2類汽流激振力的合力逐步抬高轉子，引起轉子偏心逐漸增大，偏心的增大再次促進汽流激振力的增大，最終形成轉子渦動，高中壓轉子失穩，振動突增。

3.2 變潤滑油溫試驗

維持凝汽器真空-86.5kPa，軸封供汽壓力28kPa不變，設定目標負荷350MW，升負荷率7MW/min。機組負荷由285MW提升至350MW，此時流量1140t/h。提高潤滑油溫至49.7℃，期間，各瓦金屬溫度、振動無異常；穩定10min后，降低潤滑油溫至38.7℃，試驗期間，各瓦溫度、振動無異常。

3.3 變軸封供汽壓力試驗

穩定350MW負荷，維持真空-86.5kPa。將軸封供汽壓力由28kPa提升至30kPa，穩定運行10min，進一步提升軸封供汽壓力至33kPa，穩定運行10min，降低軸封供汽壓力至28kPa。試驗期間，各瓦振動無異常。

綜上所述，通過對凝汽器真空、潤滑油溫度、軸封供汽壓力等3種典型因素的變參數試驗研究，分析了各因素對本機組汽流激振現象的影響，試驗結果表明：潤滑油溫度及軸封供汽壓力不是引起本機組振動突增的主要原因；通過對變真空試驗時出現的汽流激振現象的分析，得出振動是由偏心、機組負荷及蒸汽流量等因素造成的，其過程可以分為兩階段，第一階段是轉子偏心及汽流激振力逐漸增大的過程，此階段隨著機組負荷及主汽流量的提升，汽流激振力緩慢增大，轉子被逐步抬升，這與振動前期2瓦方向軸振逐步上升至30μm及40μm的過程相對應，第二階段是偏心及汽流激振力的突增過程，此階段是在第一階段后期的臨界穩定狀態，由于偏心與汽流激振力間的相互促進的關系，一旦轉子出現微小渦動，將會導致兩者近似指數的增長，這與軸振突增的過程相對應。降負荷期間，隨著負荷的降低，汽流激振力線性降低，當其能量不足以支撐轉子渦動，渦動強度減小，偏心相應降低，同樣，此過程中汽流激振力與偏心都將是一個近乎指數的降低，軸振也將迅速降低。

4 切換順序閥

考慮單閥運行方案未能完全解決汽流激振的問題，為了確保機組的安全穩定運行，基于上述試驗分析結論，嘗試通過切換至順序閥方式運行，改變閥門配汽，選擇適合的閥門開啟次序，在平衡激振力的同時減小節流損失，減小主汽流量，在設計工況內消除汽流激振。

4.1 最優閥門開啟順序

本文研究的振動現象主要出現在高負荷區，基于閥門配汽曲線，若切換至順序閥方式運行，在該負荷區間內幾乎僅有1個高調閥門存在節流作用，因此，尋找合適的閥門開啟順序就是要確定最后開啟的高調閥門。由圖1與圖3，理論推斷最后開啟GV4最有利于平衡激振力，開啟GV3則最為不利。基于理論分析，本文進行了如下的試驗驗證。

在單閥方式運行下，分別強制關閉各高壓調門，穩定運行10min后以一定速率提升負荷，若2瓦向通頻振幅高于30μm，則停止提升負荷，快速降低負荷至280MW。以GV4為例，試驗過程如下：穩定負荷280MW，以2%速率強制關閉GV4至6%(GV4關至15%時已不具備通流能力)，此時GV1開度38.6%，GV2開度39.4%，GV3開度39.6%。設定負荷變化率7MW/min，逐步提升負荷，當其他三閥全開后，手動緩慢開啟GV4，繼續提升負荷。提升負荷至359.5MW時，2瓦向通頻振幅達到34μm，降負荷至280MW后，恢復單閥方式運行。以此方法對GV2以及GV3進行同樣的強制提升負荷試驗，分別在350MW以及340MW負荷下2瓦向通頻振幅達到36μm及38μm。表4為GV4、GV2及GV3強制試驗中，最大負荷時機組的主要參數。

表4 強制調門試驗機組主要運行參數

從表4中可以看出，相比于單閥方式運行時，GV4的強制試驗中2瓦金屬溫度提高了2℃，GV3的強制試驗中2瓦金屬溫度降低了3℃，由此說明：GV4閥門開度的降低能夠在一定程度上抑制轉子被抬高，維持軸系的穩定，因此，機組負荷提升至360MW時，2瓦向軸振才提升至34μm；而GV3閥門開度的降低將有利于抬高轉子，加速失穩，因此，提升負荷至340MW時，2瓦向軸振已經達到38μm。圖4為280MW負荷時，強制關閉GV4后的軸心軌跡圖，相比于圖1可以發現軸心位置被有效的降低，在一定程度上說明強制關閉GV4后，有效地平衡了汽流激振力。由此驗證了理論分析結果，因此未進行GV1的強制試驗。最終，決定采用如下的閥門開啟順序：GV1與GV2同時開啟，隨后開啟GV3，最后開啟GV4。

圖4 280MW負荷時GV4強制關閉后的軸心軌跡圖

4.2 切換至順序閥方式運行

穩定機組負荷280MW，進行順序閥切換。切換至順序閥方式運行后，設定負荷變化率5MW/min，逐步提升機組負荷至350MW，此時主汽流量1130t/h，機組運行正常，振動參數未有異常變化。隨后，降低機組負荷至280MW，穩定運行10min，設定負荷變化率7MW/min，逐步提高機組負荷至367MW，此時主汽流量1193t/h。機組升負荷至汽輪機最大連續出力工況過程中，軸瓦振動仍以一倍頻分量為主，半頻幅值幾乎沒有變化。表5為3個典型負荷下機組的主要運行參數。

表5 順序閥方式下機組主要運行參數

4.3 優化汽門配汽曲線

機組切換至順序閥方式運行后，綜合閥位在89.3%至93%區間時，由于順序閥曲線重疊度偏小，造成實際負荷與負荷指令存在偏差，因此對3、4號調門開啟曲線進行了修正，如圖5所示。

圖5 GV3、GV4配汽曲線

最后，在280MW至350MW區間，進行升降負荷試驗，機組均可迅速、有效地追蹤目標負荷，期間振動參數正常。結合一段時間的實際運行，可以說明：在設計負荷內，此次切換順序閥方式運行方案有效地解決了本機組的汽流激振問題，可以滿足機組的安全穩定運行。

5 結論

通過對某350MW超臨界機組汽輪機異常振動的分析研究，設計了合理有效的解決方案，保障了機組的安全運行。具體結論如下：

1）分析確定了本機組此類異常振動現象為汽流激振；

2）在單閥運行情況下，提出了合理的方案，提高了機組帶負荷能力，抑制了發生汽流激振的頻率；

3）通過對幾種典型因素的試驗研究分析，確定了在本文試驗研究的參數變化范圍內，潤滑油溫度及軸封供汽壓力對本機組汽流激振的產生影響較小，凝汽器真空對汽流激振的產生具有更直接的影響；

4）通過對低真空度時的異常振動分析，得出本機組汽流激振主要是由偏心、機組負荷及蒸汽流量等因素造成；

5）基于理論分析及相應試驗，確定了合理的閥門開啟順序。同時，優化了汽門配汽曲線，經過一段時間的實際安全運行證明了該處理方案的有效性。

[1] 丁學俊，馮慧雯，黃鎮安．汽輪機中的間隙激振—一種值得注意的自激振動形式[J]．熱力發電，1995(3)：24-29，36．

[2] 王羽，徐偉軒，郭寶仁．某350MW汽輪發電機組多平面一次加重振動測試分析[J]．發電技術，2017，38(6)：53-56．

[3] 郭爽，王羽，王燕東．某600MW亞臨界空冷機組沖轉定速過程分析[J]．發電技術，2017，38(1)：48-50．

[4] 史進淵，張漢英，許楚鎮．國外大機組軸系重大事故綜述[J]．超臨界技術信息跟蹤，1991(6)：1-12．

[5] Thomas H J．Unstable natural vibration of turbine rotors induced by the clearance flow in glands and blading[J]．Bull De l’AIM，1958，71(11)：1039-1063．

[6] Alford J S．Protecting turbomachinery from self-excited rotor whirl[J]．Asme Journal of Engineering for Power，1965，87(10)：333-344．

[7] 駱名文．大型透平機械葉輪偏心引起的葉頂間隙氣流激振研究[D]．武漢：華中科技大學，2007．

[8] 晏礪堂．高速旋轉機械振動[M]．北京：國防工業出版社，1994．

[9] 宋光雄，陳松平，宋君輝，等．汽輪機組汽流激振故障原因及分析[J]．動力工程學報，2012，32(10)：770-778．

[10] 何國安，趙利軍，任緯，等．1000 MW汽輪機汽流激振的故障分析及處理[J]．中國電力，2014，47(4)：27-31．

[11] 張澤斌，張勤，魏優．某660MW汽輪機試運過程中振動問題分析及處理[J]．東方汽輪機，2017(2)：1-3．

[12] 郭杰，秦希超．1000MW超超臨界機組汽輪機氣流激振分析及處理[J]．華電技術，2015，37(5)：48-49．

[13] 甕雷，楊自春，陳國兵，等．非線性間隙氣流激振力作用下汽輪機轉子碰摩故障研究[J]．艦船電子工程，2016，36(9)：89-94．

[14] 鮑叢．汽輪機氣流激振故障的原因分析[J]．現代制造技術與裝備，2016(7)：117．

[15] 黃永東，梁小兵．淺析蒸汽輪機蒸汽(間隙)激振、油膜渦動及油膜振蕩[J]．東方電氣評論，2002，16(3)：139-145．

[16] 駱名文，丁學俊，祁小波，等．大型汽輪機汽流激振研究現狀及展望[J]．熱能動力工程，2006，21(6)：551-555．

[17] 姜廣政，傅行軍．汽流激振機理分析及某330 MW汽輪機故障處理[J]．電力工程技術，2014，33(2)：15-16．

Analysis and Processing of the Steam-Flow Exciting Vibration in Steam Turbine of a 350 MW Supercritical Unit

HAO Shuai, WU Xin, WANG Mingyuan, LIU Lei, ZHOU Xianlin

(State Grid Jibei Electric Power Co. Ltd., Research Institute (North China Electric Power Research Institute Co. Ltd.), Xicheng District, Beijing 100045, China)

Vibration has always been an important factor to endanger the operation of the unit. In this paper, the abnormal phenomenon of the vibration of a 350MW supercritical unit was analyzed, in which the steam-flow exciting vibration happened. In the single valve operation mode, the frequency of vibration was suppressed by adjusting the condenser vacuum, lubricating oil temperature and shaft seal steam supply pressure. Then, the influence of several typical factors on the vibration was studied. Based on the conclusion of the test, this paper put forward the processing scheme to switch to the sequential valve operation mode, and determined the reasonable opening sequence of valves, and optimized the valve distribution curve. Finally, the steam-flow exciting vibration of the unit is solved effectively, the safety and stability operation of the unit is guaranteed.

supercritical unit; steam-flow exciting vibration; sequential valve operation mode

10.12096/j.2096-4528.pgt.18054

2018-08-24。

郝帥(1989)，男，助理工程師，主要從事火力電站汽輪機調試工作，674029722@qq.com。

郝帥

(責任編輯 車德競)