基于減小汽流激振力的順序閥啟閉規律優化設計

汪勇剛，王忠寶，劉金龍，程 然，龍振華

(1.廣東國華粵電臺山發電有限公司，廣東 臺山 529200；2.哈爾濱工業大學 能源科學與工程學院，黑龍江 哈爾濱 150001)

0 引言

汽輪機作為發電廠中重要的原動機，保證其安全穩定運行是工業生產和發展的前提。近年來，火電機組為提升自身效率，逐漸向高參數、大容量方向發展，伴隨而來的是機組運行中所產生的問題不斷增多，這對汽輪機的性能提出了新的要求。其中，一個日益突顯的問題是汽輪機葉片在高速旋轉過程中受到的激振力的作用，從而容易產生安全隱患[1]。特別是當葉片的自振頻率和激振力頻率相同時，葉片發生共振，使其振幅激增，并產生相當大的交變動應力，或將導致嚴重事故發生。為此，探究激振力的起因，尋找規避其產生的途徑成為當前十分重要的任務。

實踐表明，不均勻的汽流流經汽輪機的通流部分時將在葉片上產生激振力[2]。通常情況下，造成汽流流場不均勻的原因可歸結為兩大類：一類是葉柵尾跡擾動，即汽流在動靜葉柵間隙中的速度和壓力在輪周方向上的分布不均；另一類是結構擾動，較為常見的是由于部分進汽、制造和安裝誤差引起的汽流流場不均勻，從而引發周期性的激振力，使葉片振動。

到目前為止，許多學者對汽流激振現象做了大量研究。司和勇等人[3]針對汽輪機密封間隙中的汽流激振現象，建立了動靜葉片的渦動方程，得到了汽流激振強度與轉子半錐形渦動頻率的關系。曹加勝等人[4]采用理論計算和數值模擬的方法分析了葉片所受到的汽流激振力和轉子偏心距、葉片頂向間隙和軸向間隙的變化規律。曹麗華等人[5]分析了轉子在汽流激振下的動力學特性，探討了汽流激振導致轉子失穩的原因。陳堯興等人[6]對由于迷宮式密封進汽溫度和壓力的不均勻性而導致的汽流激振現象進行了剖析，得到了影響其轉子動力特性的影響機制。丁學俊等人[7]模擬了產生汽流激振力的汽流流場，得出采用對稱進汽方式可以減小汽流激振力的結論。

以上研究均是從理論出發，所得到的結果均與實際有一定差距。在實際中削弱汽流激振力還需對機組的具體情況進行討論。李立波等人[8]針對某改造后的電廠在機組將要達到額定出力時突然因振動而跳機的現象進行了分析，振動數據表明該現象是由動靜部分碰磨引起的汽流激振力突增導致的。文獻[9-10]分別探討了不同參數機組汽流激振的成因，為機組的實際運行提供了指導。

本文針對某電廠汽輪機通流部分改造后在運行過程中所產生的汽流激振現象，通過受力分析，給出了優選的順序閥閥序，確保軸承載荷與設計工況偏離較小，提出了適應于該機組的順序閥啟閉規律優化設計，以保證機組安全經濟地運行。

1 機組概況

某電廠五號機組汽輪機本體原為上海汽輪機廠生產的N600-16.7/538/538的亞臨界凝汽式汽輪發電機組，該機組采用一次中間再熱，為了提高機組熱效率而對其通流部分進行了改造，改進了汽輪機的調節級面積、調速汽門的形式、高壓調閥的閥芯、閥座及操縱座。改造后額定功率達到630 MW，最大功率提升至663 MW，具有較好的熱負荷和變負荷適應性，汽輪機調節系統采用數字式電液調節(DEH-ⅢA)系統。機組的主要參數如表1所示。

表1 機組改造后的主要參數

機組為降低低負荷工況下調節級的進汽損失，調節級采用噴嘴組的形式，如圖1所示。實際中機組投入順序閥的閥序為GV1+GV4-GV2-GV3。投運后，瓦溫運行良好，投運前單閥1、2瓦溫度最高為80 ℃，投運后所有瓦溫均在75 ℃以下，最低56℃，1瓦#2測點與2瓦#1測點變化略大，均在12 ℃以內。但機組通在流改造后出現了軸振突增的問題，此故障為順閥運行時，當第四個開啟的閥門開度在8%開度附近運行時存在軸振明顯突增的跳變現象，比較敏感的為1Y與2X振動，經常性的超出報警值。當前該機組1Y過臨界通頻已達到207 μm，2X達到157 μm。機組的振動情況如圖2所示。

圖1 機組高調門布置情況

圖2 配汽優化改造前軸振

為判斷振動突增原因，前期已做如下實驗：固定其他3個調門不變，單獨將其中一個閥門從當前位置開啟至100%然后在振動可以接受的前提下關閉至零，進行調門流量特性試驗。期間，具體數據如下：

各閥門單獨開啟與關閉時，高壓轉子中心軌跡變化在噴嘴對角方向；1瓦轉子中心變化GV1、GV2啟閉時最大為140 μm，GV4啟閉時最大為190 μm；2瓦轉子中心變化GV1、GV2啟閉時最大為170 μm，GV4啟閉時最大為250 μm。1、2瓦X、Y振動探頭間隙電壓變化為：GV1啟閉時，間隙電壓變化最大為0.96 V，GV2啟閉時，間隙電壓變化最大為1.34 V，GV3啟閉時，間隙電壓變化最大為1.11 V，GV4啟閉時，間隙電壓變化最大為1.58 V。可見，GV4啟閉時對間隙電壓的影響最大。

2 機組振動機理分析

當調節汽門處于部分進汽狀態時，調節級的進汽將產生不平衡的汽流力并作用在軸承上，在軸承上形成附加載荷，對軸承的工作狀態產生附加影響。調節級噴嘴進汽時每一組噴嘴都對轉子產生一個切向汽流力，這個力的方向與該噴嘴相切，當4組閥門全開時，切向汽流力互相抵消，只有力矩作用在轉子上，高壓轉子#1、#2號支撐軸承不承受附加載荷；但當部分進汽即閥門部分開啟時，高壓轉子#1、#2號支撐軸承將承受調節級噴嘴進汽附加載荷，噴嘴進汽順序不同高壓轉子支撐軸承所受到的附加軸承載荷也不同；同時進汽部分噴嘴對應的調節級動葉前后壓差，也產生一個橫向力，這樣任何部分進汽狀態對轉子都產生一個切向力和軸向力的合力，這個力會傳遞到支持軸承，連同轉子本身的重量，使支持軸承產生某一個特定方向的力。

汽輪機在采用噴嘴配汽順序開啟時，當機組處于部分工況時，會產生很大的橫向汽流力，并且隨著#1和#2閥門開度增加而增加，此橫向力和高壓轉子的重力共同構成了其所受的合力，在此合力下勢必引起汽輪機軸心的偏移，從而進油油楔發生很大變化，如圖3所示，從而對軸系產生很大的影響。

圖3 轉子軸心偏移時軸承進油油楔分析

轉子所受的水平方向汽流力對進油油楔影響大，不同水平方向的汽流力對進油油楔的影響如圖4所示，水平汽流力方向向左，在油膜力和轉子自重的作用下偏向左下方，使軸承進油油楔增大，進油增加；水平汽流力方向向右，在油膜力和轉子自重的作用下偏向右下方，使軸承進油油楔減小，進油減少。

圖4 不同方向水平汽流力對軸承油楔的影響

雖然兩種偏移都使軸承工作在非設計工況，產生不對中，但水平汽流力使進油油楔增大，軸承剛度增大，偏移相對小，并且偏移后進油量增加，可減弱偏移后對軸承產生的不利影響；水平汽流力使進油油楔減小，軸承剛度降低，偏移相對大，并且偏移后進油量減少，偏移后對軸承產生的不利影響更大。

另外，垂直方向汽流力指向使軸承載荷增大的方向有利于軸的工作，因此若有可能應力求使調節級不平衡汽流力的水平分力方向指向使進油油楔增大方向，垂直分力方向指向增加軸承載荷的方向，這樣更有利于軸承的工作。如前所述，結合原理可知，該機組的振動突跳現象是由汽流激振引起的。

3 順序閥啟閉規律設計

由于該機組的配汽問題比較復雜，目前，針對機組在任意一最后開啟高調門開度為8%附近時出現閥體汽流激振現象，為避免其對機組運行安全的影響，需綜合考慮機組軸振及汽流激振設計優化解決方案。

3.1 試驗方案設計

以機組可靠性為前提，仍選擇GV1+GV4-GV2-GV3的閥序，針對機組特性設計如下的五種方案。

方案一是三閥組合優化調整策略，如圖5所示，擬在GV3開啟時將其中一個閥門的開度減小，使其汽流力均衡，解決閥體汽流激振；該方案相比于將GV3提前開啟并保持超過8%開度以避免激振點，可以避免機組經濟性損失過大；閥體汽流激振較為復雜，重疊度設計需反復調整以達最優。

圖5 優化順序閥進汽方式規律示意圖

方案二是雙對角預開啟策略，通過提前開啟最后一個閥門，使其提前越過汽流激振點。根據實際情況將GV3隨GV2同時開啟，提前開啟至超過10%開度后保持開度不變，直至越過汽流激振點后再進行動作，具體保持開度由常運行負荷區間決定，見圖6。

圖6 雙對角預先開啟進汽方式規律示意圖

方案三為順序閥預開啟規律，考慮第二種優化方案，雖然有效避開汽流激振點，但是存在經濟性損失較大的問題，在GV2開啟直至GV3開度再次開啟的過程中均會有較為明顯的節流損失，所以在方案二的基礎上提出了一種改進避開激振點方案，提前開啟GV3使其開度超過10%，如圖7所示。該方案較第二種方案經濟性好，但是后續流量特性以及配汽規律確定較為繁瑣。

圖7 順序閥預開啟進汽方式規律示意圖

方案四是優化順序閥規律，如圖8所示。順序閥配汽規律在前兩個閥門同步開啟過程中也存在著振動相比于單閥模式增加的情況，而理論上前兩個門汽流力應相互抵消，需要針對這個問題進行優化，所以選擇在規律設計時GV1與GV4的開度錯開，形成小的流量偏差以減小振動基本水平。

圖8 優化順序閥進汽方式規律示意圖

方案五是單/順序閥結合規律，將機組先按照單閥規律向上運行，直至機組主調門開度全部超過10%，然后后續閥門行程按照順序閥規律進行，見圖9。

圖9 單/順序閥結合進汽方式規律示意圖

3.2 試驗內容

以方案一的試驗內容為例，試驗期間，退出AGC、一次調頻、CCS，主蒸汽壓力維持在15.8～16.7 MPa范圍內。具體試驗步驟如下：

首先調整機組主蒸汽壓力為額定壓力16.7 MPa，全過程保持，初始狀態為單閥模式；

然后將所有高調門置于手動，調整各閥門開啟至激振點狀態(GV3開度8%，GV1、GV4全開，GV2開度35%)，并保持此狀態；

在上述激振狀態下，按每步變化5%關閉GV1至45%閥位(可調整至40%)，其余閥門保持原有狀態，觀察機組軸振變化，隨后按每步變化5%恢復GV1全開狀態；(在此過程中機組負荷隨閥門開度變化，在此過程中一旦出現振動突增情況，則迅速返回前一試驗狀態)

其次在恢復到激振點后，按每步變化5%關閉GV4至45%閥位(可調整至40%)，其余閥門保持原有狀態，觀察機組軸振變化，隨后按每步變化5%恢復GV4全開狀態；(在此過程中機組負荷隨閥門開度變化，在此過程中一旦出現振動突增情況，則迅速返回前一試驗狀態)

最后在恢復到激振點后，按每步變化2%關閉GV2直至開度8%，與GV3開度相同，隨后按每步變化2%開啟GV2至步驟5初始狀態；(在此過程中機組負荷隨閥門開度變化，在此過程中一旦出現振動突增情況，則迅速返回前一試驗狀態)

3.3 試驗結果

按照上述試驗步驟，進行了一段時間的新規律曲線運行，實踐表明，機組已基本穩定處于穩定狀態，振動值最大為115 μm左右，如圖10所示。基本處于報警值以內，治理效果較為明顯，以滿足機組順序閥狀態下安全、穩定運行。

圖10 配汽優化改造后軸振

4 結論

本文針對該電廠機組的振動現象，從機理上分析了振動的起因，得出了該振動是由于汽流激振產生的，為了降低汽流激振帶來的不利影響，保證機組的安全運行，設計了五種順序閥啟閉規律方案，通過現場的一系列試驗，驗證了方案的有效性，得出了以下結論：

通過對機組進行閥門啟閉規律優化改造，機組的振動顯著降低在允許范圍內；優化后，機組#2瓦Y向最高振值由145 μm下降至115 μm，前三瓦振動整體呈穩定狀態，效果明顯；優化設計的順序閥啟閉規律有效抑制了機組的汽流激振問題，顯著降低了機組的振動水平，提高了機組運行的安全性。