閥門流量控制建模在汽輪機高中壓轉子低頻振動處理中的應用

尚星宇，柳 磊，王 瑞，李 健，何永君

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

0 引言

當前，隨著電力產業結構調整，國內新能源裝機增速發展，火電機組利用小時大幅下降，火電機組調峰任務逐漸突顯。2018年度，電網“兩個細則”對火電機組一次調頻能力、負荷響應能力考核標準的提高，對火電機組負荷調整能力有了更高的要求，也給火電機組的安全穩定運行帶來了一定影響[1]。

高中壓轉子低頻振動[2]主要是由于負荷調節深度及頻次加快，汽輪機組原設計軸瓦穩定性、轉子——支撐系統的抗擾動能力已經無法適應頻繁變化的汽流力擾動，導致汽輪機在長期運行中，高中壓轉子出現低頻振動故障[3]。目前，大多數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，整個高中壓轉子坐落于#1、#2軸瓦上。高壓進汽口位于汽缸中部，采用上下導汽管對稱進汽，對于順序閥運行機組，該種結構極易產生導致轉軸失穩的汽流擾動力，使得高中壓轉子出現低頻振動故障，而DEH系統閥門管理函數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系統閥門管理函數對閥門流量特性描述不準確導致的汽輪機高中壓轉子出現的低頻振動故障，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關系，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。并結合實際，針對某330MW機組出現的低頻振動故障開展應用，在建立模型的基礎上，通過更改閥門開啟順序、優化閥門流量特性[5]、優化閥門重疊度[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節方式主要有單閥調節方式、順序閥調節方式[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調節汽輪機組功率。因此，建立各調節方式下汽輪機閥門流量模型，是有效掌握汽輪機調節性能及開展故障分析診斷的基礎。

1.1 數據處理及各變量間的關系建立

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

目前，針對該類型離散數據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系。因此，提出一種基于分段線性擬合[9]方法對變量間關系進行建模。其中，先以某一關鍵變量的變化區間進行分段，再分段線性擬合各變量在各子區間內的線性關系，最終組合出各變量的模型關系。

表1 試驗獲取的全部數據Table 1 All data obtained from the experiment

表2 兩變量的一個線性區間Table 2 A linear interval of two variables

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

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

則必須確定式系數a和b的值來描述該直線。同時使得區間內對應的10個點盡可能地靠近這條直線。假設第k個點的數據恰好能落在該直線上，則這個點的坐標滿足該直線的方程，即：

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

選取a和b，使該函數取極小值。即：

圖1 數據擬合結果Fig.1 Data fitting results

求解系數a和b的線性方程組：

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

1.2 汽輪機閥門流量曲線建模

通過試驗獲得主蒸汽壓力、調節級壓力、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。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、調節級壓力、主蒸汽流量、主蒸汽壓力。以關鍵變量X為基準進行分段，采用1.1節描述的擬合方法分別計算變量（X，Y），（X，Z），（X，W），（X，V）間的關系。圖2為順序閥方式下（X，Y）關系模型。圖3為順序閥方式下（X，V）關系模型。

由于主蒸汽流量無法直接測量，在工程應用領域，采用弗留格爾公式[10]計算流量，以關鍵變量X為基準，分別建立（X，Y），（X，Z），（X，W），（X，V）后，當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關系、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，以及各重要參數間的對應關系，為后續流量特性優化，重疊度調整，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。

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 高中壓轉子低頻振動故障特性及現象

2.1 高中壓轉子低頻振動特性

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。測試經驗表明，汽流擾動引起的高中壓轉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，主要表現出以下3種特征[15,16]：

1）振動幅值突然增大且不穩定。

2）頻譜中常伴隨0.5X低頻率分量。

3）軸瓦失穩通常發生在負荷快速變化時。

2.2 故障現象

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區間。多次發生#1、#2軸振動激增現象，2018年某月，機組在1min內，#1X軸振由37μm突升至最大95.95μm，隨后立即降低負荷，振動恢復至正常值37μm。通過調取數據發現，振動激增現象只發生在汽輪機的#1軸上；該現象出現時，機組處于升負荷階段，振動最大值出現在240MW負荷附近，振動出現后立即降低負荷，則振動立即下降并趨于穩定，如圖5所示。

通過調閱歷史數據，發現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）及汽流激振的故障特征，屬于自激振動。

該機組設計為4個高壓調門，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，閥門間重疊度設置不合適，以及閥門——流量對應關系偏離設計值，導致在機組進汽量發生變化時，噴嘴組在x、y向上受到的合力不平衡產生激振力，是導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、進汽量的關系模型。該運行方式，在負荷指令75%～85%，即：225MW～255MW區間，GV3閥門重疊度設置不合適（如圖8中A點所示），導致進汽量明顯不足（如圖8中B點所示），引起轉子與軸瓦同心度下降（轉子偏向x正向）。使得流量指令為75%～85%時，存在較大負荷調節偏差，導致機組進汽不均。

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

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

該機組常年在225MW～255MW運行，該負荷段正好處在閥門GV3調節區間。如果GV3進汽不足，對x正向的約束力減少，導致軸偏向x正向。因此，在順序閥控制方式下，機組在240MW負荷擾動時，進汽量發生變化，調節級噴嘴組受力不平衡，導致軸瓦失衡表現為振動增大。

3.2 故障處理

因此，根據以上結論開展以下兩方面。

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

2）檢修期間，調整軸瓦標高，調整軸瓦載荷，改變軸瓦的阻尼系數、油膜剛度系數，同時修復磨損軸瓦的鎢金面。加強了軸瓦穩定性，防止發生油膜渦動。

通過以上調整后，機組在參與負荷調節過程中，再未出現240MW附近發生低頻振動故障現象，達到了消除#1軸低頻振動故障的目的。

圖9 優化后閥門流量特性Fig.9 Flow characteristics of optimized valve

4 總結與展望

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致的高中壓轉子出現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高中壓轉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化、重疊度調整，以及利用檢修期調整軸瓦穩定性，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個高壓調節汽門調節進汽量，在實際運行過程中，原順序閥控制方式下，隨著GV5參與調節，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，進汽不平衡導致振動升高，通過建立汽輪機閥門流量控制模型，采取調整閥門開啟順序，閥門流量特性優化，重疊度調整，最終消除故障。研究成果取得實際意義。