汽輪機脹差大引起的事故分析及改進措施

潘博聞，宋振宇，趙奕州

(1.遼寧東科電力有限公司，遼寧 沈陽 110179； 2.國網遼寧省電力有限公司電力科學研究院，遼寧 沈陽 110006)

某熱電廠1號機組首次整套啟動，機組定速3000 r/min，高中壓缸脹差達9.7 mm(制造廠停機值大于10.5 mm)，且持續上漲，同時2瓦X向振動增大(達150 μm)，手動停機，停止后電動盤車、手動盤車均無法盤動汽輪機轉子，機組進行悶缸操作。高中壓轉子揭缸檢查發現通流部分發生動靜磨損。

1 機組概況

某電廠1號汽輪機是東方汽輪機有限公司制造的C350/263-24.2/0.4/569/569超臨界參數、一次中間再熱、高中壓合缸、單軸、兩缸兩排汽、抽汽凝汽式汽輪機。機組設置有高中壓缸脹差指示器、低壓缸脹差指示器。高中壓缸脹差指示器裝設在高壓轉子前段(前軸承箱內)。

高壓內缸相對于高壓外缸的死點在高壓進汽中心線后255 mm處，高壓內缸由死點向前膨脹。 轉子的固定點在中低壓軸承箱內推力軸承處，機組啟動時，轉子由此處向前后膨脹。

2 事故經過

2.1 機組試運經過

2019年11月17日23:47，主汽壓力5.0 MPa，主汽溫度442 ℃，再熱蒸汽壓力0.68 MPa，再熱蒸汽溫度430 ℃，高中壓缸脹差2.47 mm，缸體絕對膨脹7.68 mm，主機掛閘沖車。03:15，主汽壓力5.0 MPa，主汽溫度487 ℃，再熱蒸汽溫度481 ℃，高中壓缸脹差3.17 mm，缸體絕對膨脹8.65 mm。機組定速后，進行全面檢查，無異常。08:17，高中壓缸脹差已達9.81 mm，1號軸承X向通頻振動增至52 μm，一倍頻振動增至48.23 μm∠128°，2號軸承X向通頻振動上漲到150 μm，一倍頻振動增至143.8 μm∠315°，1瓦振動相位變化127°，2瓦振動相位變化14°，現場打閘停機。 08:20，機組轉速降至1683 r/min，機組2號軸承X向達到324 μm(過程曲線見圖1、圖2)，打開真空破壞門，進行破壞真空停機。08:24，轉子靜止，現場電動盤車、手動盤車均無法盤動，采取悶缸措施[1]。

圖1 振動、脹差歷史曲線

圖2 脹差、軸向位移歷史曲線

2.2 機組啟動參數對比

根據汽輪機鍋爐冷態啟動曲線(見圖3、圖4)，鍋爐廠基本按照汽輪機廠曲線定值制定。但實際情況不能滿足主汽溫度380 ℃，再熱蒸汽溫度350 ℃。機組啟動前汽輪機廠重新調整了沖轉壓力，將主汽壓力8.73 MPa降至5 MPa(見圖5)。

圖3 汽輪機啟動曲線

圖4 鍋爐啟動曲線

圖5 修改后汽輪機啟動曲線

從曲線溫度與實際溫度對比，在滿足主、再熱蒸汽壓力的情況下汽溫偏差較大，無法實現指定參數啟動。

2.3 鍋爐汽溫問題

現場鍋爐無爐水循環泵的啟動系統，同時鍋爐啟動時，必須保證鍋爐省煤器進口一定的給水流量。鍋爐啟動濕態運行時會大量爐水外排，造成大量的工質及能量的損失，延長啟動時間，同時為了保證汽輪機沖轉時的主、再熱蒸汽參數，鍋爐需要增加燃料量以彌補爐水外排時的熱量損失，因此啟動時鍋爐的燃料量較帶爐水循環泵的啟動系統要高，較高的燃料量會導致汽溫的升高。雖然鍋爐廠提供啟動曲線與汽輪機廠提供曲線完全相同，但是從1號機組啟動情況觀察，鍋爐在微油啟動方式下，無法滿足冷態主汽溫度380 ℃，再熱蒸汽溫度350 ℃的參數要求，并高出啟動曲線參數。

2.4 機組揭缸檢查情況

a.高壓內缸高壓端存在大量的磁化鐵屑。

b.隔板磨損情況：高壓隔板第3、4、5、6、7、9級隔板內環進汽側磨損，磨損量在±1 mm。

c.轉子磨損情況：高壓轉子第2、3、4、5、6、8 級葉輪根部磨損痕跡明顯，磨損量在0.7～1.5 mm。

d.磨損嚴重部位：高壓第 8 級隔板內環進汽側與高壓轉子第7級葉輪出汽側磨損比較嚴重，且磨損表面嚴重凹凸不平，轉子第7級葉輪出現了明顯的變形，轉子磨損量在6～7 mm，隔板磨損量在-1.6～+1 mm。

e.高壓第11級隔板，轉子高壓第10級葉片葉頂出汽側與隔板外環進汽頂部板體圓角處碰磨。

f.高壓通流磨損部位的金相、硬度等金屬性能情況，需要進一步進行檢查。

g.對1號機組高中壓轉子跳動值進行測量，除中低壓對輪處跳動值略高于設計值外，其余各點轉子跳動值均在廠家標準范圍內，轉子沒有發生彎曲，檢查結果見表1，檢查位置見圖6。

表1 各端面及外圓對轉子中心線的跳動值 單位：mm

圖6 相關端面及外圓對轉子中心線的跳動值測量位置

3 原因分析

高中壓缸脹差保護定值設置不合理是高壓轉子通流發生動靜摩擦的主要原因[2]。 由于高中壓缸脹差保護定值設置，在高中壓缸脹差上漲期間，試運人員沒有認為高壓轉子能發生動靜摩擦，在機組高中壓缸脹差增至9.81 mm，2號軸承振動上升至150 μm時打閘停機。而此時，高壓轉子通流部分已經發生動靜摩擦，并且隨著機組轉速的降低，轉子的泊桑效應作用，轉子進一步伸長使摩擦加劇。

3.1 高中壓缸脹差保護定值設置不合理

3.1.1 脹差9.18 mm處存在軸向動靜摩擦

a.轉速降低

在高中壓調門開度不變和主、再熱蒸汽參數不變的情況下，機組轉速下降17 r/min，分析轉子存在動靜摩擦(軸向或徑向)增加了機組負載，導致機組轉速下降。

b.振動增加

1、2號軸承振動開始上升波動，從TDM振動數據分析振動 上升是由動靜摩擦(軸向或徑向)引起[3]。

c.軸向位移、高壓脹差變化

在高中壓調門開度不變和主、再熱蒸汽參數不變的情況下，判斷高壓轉子發生軸向動靜碰磨，碰磨方向為轉子出汽端，發生碰磨時抵消了部分作用在高壓轉子的軸向推力，使轉子向發電機側移動(轉子軸向位移增加0.17 mm)，高壓脹差減少0.21 mm，碰磨隨即消失不變的情況下，判斷高壓轉子發生軸向動靜碰磨，碰磨方向為轉子出汽端，發生碰磨時抵消了部分作用在高壓轉子的軸向推力，使轉子向發電機側移 動(轉子軸向位移增加0.17 mm)，高壓脹差減少0.21 mm，碰磨隨即消失。

綜合上述參數的變化，判斷轉子在高壓脹差為9.18 mm時存在軸向碰磨的可能，并且碰磨產生了一定的磨損，使碰磨點軸向動靜間隙變大。

以此類推，排除其他參數影響，在B、C點處轉子也存在動靜碰磨，每次碰磨均有一定磨損，發生動靜碰磨時脹差呈上升趨勢。機組定速期間相關參數曲線見圖7。

圖7 機組定速期間相關參數曲線

3.1.2 停機時發生動靜摩擦

1號機組打閘后轉速下降速度過快(7 min大軸靜止)，且轉速下降速率基本沒有變化，盡管中間進行了破壞真空操作，但破壞真空對轉子惰走時間沒有影響，說明此時摩擦起決定作用，因此判定打閘時高壓轉子通流部分發生動靜摩擦，碰磨時高中壓缸脹差為9.81 mm。

a.脹差變化

機組打閘后隨著轉速下降，轉子受泊桑效應影響而伸長，高壓脹差由9.81 mm升至10.3 mm；脹差的增長加劇了轉子的動靜摩擦，摩擦產生的大量熱量使轉子快速膨脹，脹差迅速升至最高點12.05 mm[4]。

b.軸向位移變化

打閘后隨著作用在轉子的軸向推力消失，轉子軸向位移由打閘前的-0.15 mm迅速降至-0.27 mm；由于高壓轉子動靜部分已經發生摩擦，并在摩擦點處形成相對“死點”，轉子在“死點”位置向前后繼續膨脹，軸向位移持續正向，最終穩定在0.216 mm[5]。

c.振動變化

打閘后1、2號軸承振動隨轉速下降而降低，動靜碰磨并未對轉子平衡狀態產生較大影響，隨著動靜碰磨的加劇在1939 r/min之后振動再次呈上升趨勢，最終達到滿量程400 μm以上[6](見圖8)。

圖8 機組定速及惰走期間相關參數曲線

3.2 高壓轉子通流間隙符合要求

圖9為高壓轉子通流碰磨的示意圖，其中H表示高壓轉子壓力級出汽側葉輪與下一級隔板內環間隙，表2為經施工單位、監理單位、建設單位及制造廠家代表共同確認實測的該間隙值(H值)。由表2可見：高壓轉子通流間隙符合要求，即H值符合要求。

圖9 高壓轉子通流動靜碰磨示意圖

表2 高壓轉子各級出汽側輪轂與下級隔板內環間隙安裝值 單位：mm

綜合上述分析，在高壓轉子軸向動靜間隙符合設計要求的條件下，高壓脹差在沒有達到停機值10.5 mm時，就已發生動靜摩擦。因此，脹差停機保護值設置為10.5 mm是不合理的，需重新確定[7]。

1號機組高中壓缸脹差保護定值設置不合理且停機時高中壓缸脹差大是高壓轉子通流發生動靜碰磨的主要原因。機組啟動參數過高加快了高中壓缸脹差的增長速度，造成高中壓缸脹差過大。

4 改進措施

4.1 改變脹差保護值

根據汽輪機廠圖紙，可得測量盤與相對死點間距離為7.17 m，汽輪機轉子第1-11級排汽面與死點距離分別為4.157 m、4.487 m、4.626 m、4.770 m、4.897 m、5.032 m、5.149 m、5.277 m、5.399 m、5.527 m、5.645 m。該位置轉子葉輪與下級隔板間的最小動靜間隙級后最小動靜間隙(對應正脹差)分別為8 mm、8 mm、8 mm、8 mm、8 mm、8 mm、8 mm、8 mm、19.5 mm、10 mm、14 mm。汽輪機轉子沿軸向是近似線性等比膨脹的，因此不同的脹差測量值，對應的葉輪與隔板間的本地脹差實際值可按比例計算得出[8]。

根據表3數據可知，當測量脹差達到報警值時，考慮到轉子從工作面向非工作面有0.4 mm的移動間隙，將該移動量加上脹差值后，第8級已經處于碰磨的臨界值(表中用淺黃色表示)。當測量脹差達到跳閘值時，考慮到轉子從工作面向非工作面有0.4 mm的移動間隙，第6、7、8級已經發生碰磨(表中用棕黃色表示)，尤其是第8級，即使不考慮軸向位移的0.4 mm，也已處于碰磨的臨界值。當機組打閘，轉子惰走到較低轉速下，由于停止進汽轉子不再緊貼推力盤工作面，加之泊桑效應使轉子伸長，此時脹差達到12 mm以上，對應第2-8級，第10級均發生碰磨，尤其是3-8級，即使不考慮軸向位移的0.4 mm，已嚴重碰磨(表中用紅色表示)。

表3 脹差測量值與高壓各級實際脹差折算

根據上述分析，并考慮足夠的安全余量，建議將脹差報警值及跳機值減少2～2.5 mm。1號機組高壓轉子發生碰磨時的脹差值為9.18 mm，考慮停機惰走過程中泊桑效應對高壓脹差的影響(0.9～1 mm)，高中壓脹差停機值暫定為8 mm[9]。

4.2 嚴格控制機組啟動參數

4.2.1 啟動時鍋爐給水量控制

啟動時解除鍋爐主給水流量低MFT保護跳閘條件，待機組并網后，主給水流量值增加到保護跳閘值以上且工況穩定后投入。

鍋爐點火至鍋爐汽水品質合格前，控制鍋爐主給水流量250 t/h進行熱態沖洗等相關操作。鍋爐汽水品質合格后，在汽輪機沖轉前暖缸期間(冷態6 h暖缸)緩慢調節鍋爐主給水流量降至180～200 t/h，同時保證鍋爐分離器有可見液位，盡量控制貯水箱溢流閥開度在10%以內，減少爐水外排造成大量工質及能量的損失。

4.2.2 啟動時鍋爐燃燒的控制

機組啟動時要按照規程要求的升溫升壓速率進行操作，保證熱負荷變化平穩。

在啟動時燃料量的增加應該緩慢，啟動時爐膛溫度低，燃燒不充分，不宜急于提前退出油槍而猛加燃料。

視主、再熱蒸汽參數情況投入大油槍伴燃，降低燃煤量。

燃料量的增加應緩慢，不宜大幅波動。

4.2.3 鍋爐減溫水控制

鍋爐過熱器減溫水控制不宜大幅調整，應觀察汽溫上漲趨勢提前控制。

根據減溫水后溫度測點過熱度情況調節減溫水噴水量，至少保證有10 ℃的過熱度，避免引起過熱器積水及汽輪機沖轉時蒸汽溫度速降。

4.2.4 參數監視

時刻保證鍋爐瞬時給水量與額定給水量的比值大于瞬時燃料量與額定燃料量的比值(鍋爐BMCR工況過熱蒸汽流量為1111 t/h，燃料消耗量為236.6 t/h)。

鍋爐啟動時，特別是主給水流量低于鍋爐廠MFT保護定值期間，應嚴密監視鍋爐參數不超過報警值，防止發生水冷壁超溫情況。

如發生水冷壁發生超溫情況應及時調整主給水流量及鍋爐的燃料量，避免水冷壁長時間超溫導致水冷壁爆管的事故發生。

如遇給水泵跳閘，鍋爐給水泵全停MFT保護會動作；如鍋爐上水調門故障或卡澀造成鍋爐給水異常，手動MFT滅火[10]。

5 結語

汽輪機在啟動、停機以及正常運行或出現異常時，其機組內的部件溫度差異所產生的膨脹變形，會對機組本身造成十分巨大的影響，因此需要對脹差的產生原因進行分析，并探討脹差對機組自身所造成的影響，分析脹差增加的原因和具體的機理，從而研究出能夠有效控制脹差的對策，使脹差能夠被控制在合理的范圍內，確保汽輪機的安全運行，從而延長汽輪機的使用壽命，提升汽輪機的經濟效益。