不同閥序下汽輪機不穩定振動分析及試驗研究

江 東，王將軍，師建軍，張嵩齡，楊建剛

（1.中煤集團新疆伊犁能源開發有限公司，新疆伊犁 835000；2.東南大學火電機組振動國家工程研究中心，江蘇南京 210096）

0 引言

大型汽輪機正常運行時，機組可以在單閥或順序閥模式下運行。單閥模式下汽輪機為全周進汽，調節級進汽均勻，但高調門都處在節流狀態，節流損失較大，效率較低。順序閥模式下，根據機組所帶負荷大小，高調門按照一定順序依次開啟，可以減少節流損失。然而，很多汽輪機在順序閥模式下運行時發生了不穩定振動，影響了機組安全、穩定運行[1]。文獻[2]～文獻[4]研究了閥序切換過程中振動和瓦溫超標現象。文獻[5]分析了不同閥序下軸頸偏移、瓦溫和振動之間的關系。研究發現這類不穩定振動受閥序的影響較大。因此，閥序優化、混合配汽和增大順序閥重疊度等方法在工程中得到了廣泛應用。

通過分析順序閥模式下汽流力特征后指出，如果高中壓缸某軸承所承受的載荷較輕，順序閥模式對該軸承動力特性的影響較大，從而對該軸承振動的影響也較大。因此，除了閥序調整外，也可以考慮通過調整軸承載荷的方式來抑制振動。

針對某330 MW 汽輪機發生的不穩定振動，試驗總結了機組振動現象，分析了振動原因。利用機組大修機會，制定和實施了軸系中心調整方案，取得了比較好的減振效果。

1 汽輪機汽流力引發振動分析

1.1 不均衡汽流力分析

圖1a）圖給出調節級噴嘴布置，圖1b）給出軸頸在軸承內中心位置變化情況。設穩定運行時軸頸中心位于O 點。蒸汽在調節級中流動時，對調節級動葉片產生汽流力的作用。下半噴嘴進汽后，將會產生一個較大的水平向左汽流合力作用到轉子上，推動轉子進一步順轉動方向偏移，軸頸中心從點O 移動到點O1。此時，X 方向上油膜厚度進一步增大，油膜剛度減小，振動增大。Y 方向上油膜厚度進一步減小，油膜剛度增大，振動減小。上半噴嘴進汽后，將會產生一個較大的水平向右汽流合力作用到轉子上，推動轉子逆轉動方向偏移，軸頸中心從點O 移動到點O2。此時，X 方向上油膜厚度減小，油膜剛度增大，振動減小。Y 方向上油膜厚度增大，油膜剛度減小，振動增大。因此，不同順序閥下工作以及閥序切換過程中，不均勻進汽產生的作用到轉子上的汽流合力不同。例如，某300 MW 汽輪機計算發現，閥序切換過程中汽流力變化幅度達到±91.248 kN，相當于高壓轉子自重的40%。汽流力作用到轉子上后，改變軸承載荷以及軸頸在軸承內的位置，改變軸承動力特性，對振動產生影響。

如果安裝時軸系中心不合理，高中壓缸某軸承標高偏低，軸承載荷較輕，較小的汽流力對該軸承動力特性的影響就會較大，從而導致該軸承振動對閥序調整比較敏感。

以圖1 為例，正常狀態下軸頸中心會順旋轉方向偏移，X 向振動較大，Y 向振動比X 向小。該機組設計閥序為1-1→2-1→4-2→5-3→6-4→3-5（前1 個數字代表閥門物理編號，后1 個數字代表閥門開啟順序）。在這種順序閥模式下，先下半缸進汽、后上半缸進汽。一定負荷后，上半缸噴嘴開始進汽，軸頸中心逆旋轉方向移動，X 向振動就會減小，Y 向振動增大。兩個方向上的振動差值減小。反之，如果將閥序改為先上半缸進汽、后下半缸進汽，即：6-1→3-1→5-2→4-3→1-4→2-5，一定負荷后，下半缸開始進汽，X 向振動就會增大，Y 向振動減小，兩個方向上振動差值就會進一步增大。

圖1 噴嘴布置和軸頸中心位置

1.2 汽流激振分析

軸流式透平機械葉輪偏離汽缸中心后，葉片與隔板間周向間隙不均勻，間隙小側比間隙大側漏汽少，級效率高，在給定壓降情況下作功多，葉片受力比間隙大高兩側葉片受力不均勻，合成后就在轉子位移的垂直方向上產生一個切向力。該力有使轉子順著轉動方向渦動的趨勢。轉子渦動后，離心力的增加導致渦動幅度（即偏移量）的加大。加大切向力，從而加劇渦動，形成汽流激振。

1.3 不均衡汽流力和汽流激振區別

汽輪機不均衡汽流力和汽流激振都會對振動產生影響。兩者都發生高中壓缸內，都和負荷有關。大量研究把這兩類因素混在一起，統一看作為汽流激振。實際上，這兩個因素誘發振動的機理和引發的振動現象是不同的，可以表現為：

（1）汽流激振主要誘發低頻振動，而不均衡汽流力對工頻振動和低頻振動都有影響，更多地影響工頻振動。

（2）汽流激振發生后，振動會突發性增大。不均衡汽流力引發的振動有可能增大，也有可能減小。

（3）汽流激振引發的振動主要發生在大負荷區域，而不均衡汽流力引發的振動在大負荷和小負荷區都可能發生。

（4）汽流激振引發的振動受閥序的影響較小，而不均衡汽流力引發的振動受閥序的影響較大。

2 某330 MW 汽輪機不穩定振動分析

某廠2 號汽輪機是由上海汽輪機有限公司制造的中間再熱抽汽凝式汽輪機，型號為CZK330-16.7/0.4/538/538。圖1 給出噴嘴布置。高、中壓缸采用合缸形式，配備6 個高壓進汽口和調節汽門，上下半各3 個。高壓主汽門位于高中壓缸兩側，每個主汽門控制3 個調節汽門。圖2 給出機組軸系布置。為了減小振動，該汽輪機4 個軸承都采用穩定性較高的可傾軸承。

圖2 機組軸系布置

2.1 機組振動現象

通過大量觀察發現，機組不穩定振動與進汽方式有關。圖3給出了3 組典型試驗數據。機組振動具有以下特征：

圖3 負荷變化過程中振動變化情況

（1）負荷較低時振動較小。負荷增大后，振動基準值增大，同時振動脈動幅度增大。兩種因素合在一起，導致振動較大，波動幅度達到80 μm。

（2）振動大、小兩種狀態下的頻譜分析結果表明：振動基準值增大是由于50 Hz 工頻分量幅值變大引起的，而振動脈動則是由于25 Hz 附近非整數倍低頻分量幅值變大引起的。

（3）不穩定振動突出表現在高中壓轉子1#軸承上，閥序切換時其他軸承振動穩定。

（4）順序閥運行時，高壓調門開度在3 閥到3 閥半之間運行振動大，在4 閥半或者切為單閥運行時振動平穩。

2.2 機組振動原因分析

（1）1#軸承所承受的載荷較輕。高中壓轉子質量在整個軸系中最輕，同時，高中壓轉子結構不對稱導致1#軸承載荷又低于2#軸承。1#軸承位于軸系首端，檢修偏差以及機組運行一段時間后軸系對中偏移等因素對1#軸承標高的影響較大，進而會導致1#軸承載荷進一步降低。

1#軸承振動發生時，軸振最大達到180 μm，而軸承座振動只有15 μm，軸振和軸承座振動比例關系達到12:1，說明軸頸和軸承烏金之間有一層比較厚的油膜。300 MW 負荷下1#軸承瓦溫比2#瓦低10 ℃。高中壓轉子臨界轉速比設計值減小200 r/min 左右，說明軸承油膜剛度有所減小。上述多個特征從不同角度證實1#軸承載荷較輕。

（2）輕載軸承對閥序產生的不均衡汽流力敏感。不均衡汽流力作用到輕載軸承的軸頸上后，軸頸在軸承內的中心位置發生較大變化，改變了軸承在X 向和Y 向上的油膜剛度，導致振動變化。這種變化主要反映在工頻分量變化上，會導致振動基準值發生變化。

（3）輕載軸承穩定性差。由軸承潤滑理論可知，輕載軸承穩定低，在汽流激振力作用下，容易產生因失穩而誘發的突發性振動。低頻諧波頻率非工頻的整數分倍頻，導致DCS 上顯示的瞬時通頻幅值會出現一定幅度的波動。

3 振動治理及實施

3.1 振動治理方案

通過分析可知，運行狀態下1#軸承載荷輕是導致機組不穩定振動的根源。雖然可以通過閥序優化調整，改變作用在轉子上的不均衡汽流力方向，但是試驗發現，這種方法所取得的實際減振效果有限。

2021 年4—5 月期間，2#機組大修。決定利用大修機會徹底解決機組不穩定振動。主要方案為：

（1）停機后檢查軸系中心，根據檢查結果，結合機組上實際發生的振動現象，制定合理的軸承中心調整方案。總的原則是，利用檢修機會增大1#軸承載荷。

（2）對高中壓轉子進行動平衡調整，降低基準振動值，減小軸頸大幅擾動對軸承穩定性所帶來的不利影響。

3.2 大修檢查和調整情況

（1）檢修中發現，高低對輪中心為上張口，導致1#軸承標高偏低，容易引發不穩定振動。該檢查結果和檢修前的分析結論相同。

檢修將高低對輪中心由上開口調整為下開口，1#瓦標高在現基礎上抬高1.2 mm。1#軸承標高抬高后，軸承載荷增加，瓦溫會增加。檢修中適當增大了1#軸承間隙，增加潤滑油流量。圖4 和表1 給出了軸系中心調整情況。

表1 高低對輪張口與高低差調整數據

圖4 軸承中心調整示意圖

（2）汽輪機高中壓轉子存在彎曲和不平衡，大修前2 次動平衡試驗所選用的配重面和不平衡面不重合，導致振動逐步增大，對軸承油膜產生的擾動較大。利用檢修機會調整汽輪機高中壓轉子平衡狀將轉子兩側配重螺釘移植到轉子中部，并增加一些預配重，減少因配重面和實際不平衡面不重合所帶來的彎曲變形影響。

（3）檢查和調整轉子與汽缸、汽封、隔板的同心度偏差。

4 大修后振動情況

機組大修后于2021 年5 月23 日啟動。圖5給出5 月23 日16:00～18:40 期間1x、1y、2x、2y 測點振動變化趨勢。帶負荷運行時4 個測點振動同步波動，18:40后上述振動恢復正常。當日20:00～22:30 時間段內再次發生類似的振動波動。

圖5 5 月23 日16:00～18:40 期間振動波動現象

圖6 給出5 月24 日8:00～15:30 期間1x、1y、2x、2y 4 個測點軸振變化趨勢。帶負荷運行時振動再次發生波動。5 月24 日14:45，1#測點軸振增大至210 μm 左右，被迫打閘停機。

圖6 5 月24 日8:00～15:30 期間振動波動現象

大修前和大修后初期帶負荷運行時振動都不穩定，但有明顯差別。大修前振動不穩定主要表現在1#軸承上，呈現隨機性波動，與閥序有一定關聯。但是振動增大后，能穩定在一個高位上運行。大修后帶負荷運行振動不穩定同時表現在1#、2#軸承上，與閥序關聯性不大。振動一旦發生波動后，往往呈現較為明顯的“波動—爬升—發散”3 個階段。

大修前后出現的振動不穩定性質完全不同。大修后出現的“波動—爬升—發散”現象實際上代表了摩擦故障的早期、中期和晚期三個階段。機組打閘停機后，轉子偏心度達到86 μm，比開機前增大不少。由此判斷1#瓦側軸封部位確實發生了碰磨。停機過程中，1#瓦附近能聽到比較明顯的摩擦聲音。

在不同工況點讓機組穩定運轉一段時間，通過摩軸封的方法逐步擴大動靜間隙。在一個負荷工況下振動穩定后，逐漸將機組帶至較大負荷。5 月24—28 日期間采用該方法，有效緩解了軸封摩擦帶來的振動波動問題。隨后帶負荷運行過程中振動基本穩定。

5 結束語

2 號機組在不同閥序下發生的不穩定振動與1#軸承載荷較輕有關。軸承載荷輕，穩定性差，抗干擾能力差。抬高輕載軸承的標高可以減小閥序對這類不穩定振動的影響。這種方法是對傳統閥序優化方法的有益補充。標高調整量可根據工作狀態下軸承載荷狀況而定。