国产超临界350MW热电联产汽轮机汽流激振故障分析及处置措施

杨军

大唐杨凌热电有限公司   陕西咸阳   712100

摘要：大唐杨凌热电有限公司安装东汽350×2MW超临界燃煤热电联产机组，于2015年底实现双投。在机组投产后2016至2017年间，多次发生机组振动突并造成3次机组非计划停运事故，经过对杨凌公司机组振动突升的现象分析判断，确认为汽轮机高中压转子发生了汽流激振。本文针对杨凌公司2台机组的振动特征和汽流激振产生的原因，提出在机组不揭缸情况下的运行和检修振动控制方案，并通过机组大修中的转子中心调整，从根本上解决汽流激振问题，以此对东汽350MW超临界机组汽轮机汽流激振问题进行讨论。

关键词：汽流激振；负载分配；通流间隙

1 概况

杨凌热电安装东方汽轮机厂CJK375/306.9-24.2/0.4/566/566型超临界、一次中间再热、双缸双排汽、间接空冷、抽汽凝汽式汽轮机，发电机选用上海电气QFS2-350-2型双水内冷发电机，自励磁方式。机组轴系由高中压转子、低压转子、发电机转子组成，转子对轮采用刚性连接双支撑结构（见图1）。机组1、2号轴承为可倾瓦，3~6号轴承为椭圆瓦。1、2号机组分别于2015年11月和12月通过168小时试运后转商业运行，#1机组于2016年3月7日和2016年8月13分别发生2号轴承振动突升，#2机组于2016年4月14发生因2号轴承振动突升造成的机组振动保护动作引起机组解列。

图1  机组轴系示意图

2、振动现象及特征分析

2.1 #1机组2016年3月7日2号轴承振动保护动作过程及运行参数

2016年3月7日19:40时机组负荷336MW；主汽压力23.6MPA；温度545℃；再热压力4.63、温度554.8；主蒸汽流量1146t/h；真空84.5KPA；润滑油压0.119MPA；润滑油温43.5℃；控制方式为单阀控制；#2瓦振动X向30~60um之间波动，19:48时机组#1机组2号轴承振动X向在14秒内自58um突然升至249.1um，引发振动保护动作，机组跳闸，首发“汽轮机振动大停机”，其间机组运行稳定，无其他操作。

调取TDM系统数据后可知，1号机组随机组负荷增加至310MW时1号、2号轴承振动出现波动，振幅在30~40μm之间波动，原因为1瓦和2瓦出现25Hz的低频分量，振动工频量变化较小，由半频分量的大幅波动造成了通频量波动。振动保护动作前后的2瓦X向振动频谱如下图2图3所示：

图2  #1机组2X轴振突升前频谱

图3  #1机组2X轴振突升时频谱

表1  3月7日振动突升前后通频量/工频量/相位及各瓦瓦温  

	单位	1号瓦			2号瓦			3号瓦			4号瓦
		通频	工频	相位	通频	工频	相位	通频	工频	相位	通频	工频	相位
跳机前	X	22	7	192	35	13	182	50	42	70	47	40	250
	Y	22	12	309	35	13	302	31	24	163	24	19	315
跳机后	X	102	14	257	253	26	67	72	48	78	77	40	261
	Y	99	6	1	175	6	18	34	23	166	31	15	319
瓦温	℃	78.34			74.34			75.88			70.9

图4：#1机组振动保护动作趋势图

2.2 #1机组2016年8月13日2号轴承振动保护动作过程及运行参数

2016年8月13日15:00 #1机组负荷345MW，主汽压力24.03MPa，主汽温度537.67℃，再热汽压力5.17MPa，主蒸汽流量1196t/h。汽轮机配汽方式为单阀控制方式，GV1、GV2、GV3、GV4开度为98.5%。汽轮机#1轴承X、Y相振动分别为24.5、28μm，#2轴承X、Y相振动分别为60、41μm，#3轴承X、Y相振动分别为44、26μm。润滑油压力0.186MPa，温度43.3℃。15：31:25汽轮机#1、#2、#3轴承振动突然增大，#1轴承X、Y相振动分别阶跃至124、102μm，#2轴承X、Y相振动分别阶跃至282、178μm，#3轴承X、Y相振动分别阶跃至62.24、31.53μm，机组振动大保护动作，机组解列。调取TDM系统数据可知，从振动上升到跳机整个过程9秒种，机组振动保护动作前后振动值及各瓦瓦温见表2。跳机时2X振动半频分量快速上升至280μm，工频分量27μm基本不变。

表2  #1机组8月13日振动保护动作前后各瓦振动及瓦温

	测点	单位	1号瓦	2号瓦	3号瓦
跳机前	X	μm	24.5	60	44
	Y	μm	28	41	26
跳机后	X	μm	124	282	62
	Y	μm	102	178	31.5
瓦温		℃	78.65	77.89

图5：#1机组2016年8月13日2号轴承振动保护动作趋势图

2.3 #2机组2016年4月14日2号轴承振动保护动作过程及运行参数

2016年4月14日17:55，#2机AGC投入，负荷342MW，主汽压力23.66MPa，主汽温度556℃，再热汽温555.6℃，主机润滑油压0.16MPa，主机润滑油温41.9℃，真空78.1kPa（两台循环泵运行），主机#2瓦轴振在31至51μm之间波动；17:59#2瓦Y向轴振突然增大至201um，18:00#2瓦Y向轴振继续增大至247.9um，#2瓦X向振动最大至220.3μm，机组跳闸，首发“汽轮机振动大停机”，同时发电机解列、锅炉MFT保护动作。其间机组运行稳定，无其他操作。

图6：#2机组2016年4月14日2号轴承振动保护动作趋势图

2.4  #1、2机组振动共性及特征分析

1）#1、2机组3次振动突升均在大负荷330MW~350MW工况下发生，机组振动突升时汽压、汽温及润滑油温度都正常稳定且运行无操作。

2）#1、2机组振动波动均为随机突发。

3）振动突升时振动频谱均表现为工频分量基本不变，低频分量的大幅跃升。#1机组表现为25Hz的半频分量，#2机组为28.1Hz的低频分量增大，均对应机组高中压转子的临界转速。

4）在振动突升后运行人员可通过减负荷操作手段使振动快速下降并恢复正常。

5）振动保护动作护后机组在降速过程中在高中压转子临界转速时振动没有明显放大。

通过#1、2机组对此振动突升振动表现分析，由于高中压转子临界转速设计高于1500r/min，另外通过振动突升时振动频率均为半倍频特征，可排除油膜振荡及摩擦产生的振动，再结合振动突升的随机性和对应大负荷工况下蒸汽流量大的特征，可确认机组高中压转子发生振动突升为汽流激振所致。

3 振动机理分析

3.1 机组动静间隙变化产生汽流激振

由于杨凌公司2台机组均为超临界热电联产机组，在机组试运和投产初期，由于高中压转子与汽缸膨胀不均，造成汽轮机高中压缸动静间隙产生不均匀变化，在机组大负荷、蒸汽流量大时动静间隙不均匀引起的汽流力，造成汽缸跑偏或转子偏移，使转子及叶顶汽封径向间隙一侧偏大，另一侧偏小。间隙小的一侧叶片工作效率较高，压力也较高，叶片受切向力较大，间隙大的一侧压力较低，叶片受切向力较小，使转子受到一个垂直于运动方向的切向力，使转子运行处于不稳定状态。当切向力增大破坏转子稳定后，造成高中压转子自激振动。当汽流激振发生时，振动频率对应转子临界转速且工作转速的一半。

3.2高压调门喷嘴大流量工况下蒸汽冲动力至转子失稳，影响动静间隙，产生汽流激振。

由于杨凌公司机组在数次汽流激振发生时机组控制方式为单阀控制方式。在机组高负荷大蒸汽流量运行时调节汽门开启过程中，由于各调门开度及其喷嘴数不同，喷嘴出口蒸汽合力也会使转子发生偏移，造成动静间隙变化和影响轴承载荷，当轴承比压变小稳定性变差后导致转子失稳，产生汽流激振。

4、运行中采取的措施

4.1改变控制方式及调整阀序

杨凌公司#1、2机组高压调节汽门布置方式如图所示。

图7  #1、2机组高压调节汽门布置图

首先在#2号机组进行了调节汽门开度对转子振动的影响试验，通过试验判断各调门开度与转子振动之间关系。通过试验得到1号、3号调门开启会使转子向左或向下偏移，有利于转子稳定；2号、4号调门开启会使转子上浮或向右偏移，使转子稳定性变差，减小2号、4号调门开度增加转子稳定性。对此采取改汽轮机控制方式为顺序阀控制，同时将原高压调阀开启顺序#3、#4→#2→#1改为#3、#4→#1→#2。

4.2 调整润滑油压和油温

通过试验提升润滑油压至45℃后振动无明显改变，考虑原运行润滑油温度在41℃左右偏低，决定将润滑油温度维持在43℃左右，将润滑油压力由0.118MPa提升至0.156MPa维持运行。

4.3 抬升1、2号轴承高度，增加轴承载荷。

考虑到1号、2号轴承温度差异及动静间隙限制，利用机停机机会首先将#1机2号轴承抬高0.05mm，再利用停机机会将#2机1轴承抬高0.05mm、2号轴承抬高0.10mm，实施后2台机组1、2轴承温度接近，#2机2号轴承振动半频分量由20~25µm减小到12µm，呈下降趋势。

4.4 在运作中发生转子振动突升时采取降负荷措施

根据汽流激振发生在机组高负荷大蒸汽流量时产生的特点，汽流激振同机组负荷和蒸汽流量大的对应关系，决定运行人员在运行中发生振动突升时，可立即自行做降负荷处理。再随后发生的机组振动突升时，运行人员通过降负荷3MW~5MW后振动迅速回落，再未发生振动保护动作，机组解列情况。

 5、机组大修中处理方案

   2台机组分别于2016年9月和2017年9月进行检查性大修，结合大修前机组起停机测试数据及解体复查结果，进行如下调整工作：

5.1 大修解体测绘高中压外缸洼窝间隙及轴封体洼窝间隙来看，高压端左侧间隙偏大0.23~0.25mm，中压端右侧间隙偏大0.27~0.30mm，缸体前后端中心各存在0.10~0.15mm的偏扭。由于停机过程对汽缸偏移的测量数据有误，汽封径向间隙的调整按照制造厂意见全部取中限。5.2#1机组A修中轴系中心按照制造厂设计要求进行调整，在轴系中心调整完成对轮连接后将1号瓦抬高0.05mm。2号轴承抬高0.08~0.10mm。

5.3解体复查2台机组1号、2号可倾瓦间隙，调整时间隙按厂家安装说明书标准要求取下限值。

6、实施后的效果

    在以上措施和方案实施后，杨凌公司2台机组自大修启动后在大负荷运行和采暖供热期，以及接待工业抽汽的各种工况下，再未发生由于汽流激振引起的机组振动突升情况。至今近3年中各轴瓦运行稳定、振动良好。充分证明以上在机组不揭缸时采取的运行控制和轴瓦抬升措施可有效控制机组振动突升，并在大修中通过轴系中心和动静间隙调整，杨凌热电有限公司#1、2机组的汽流激振问题得到了有效解决。

图8  1号机组大修后345MW工况下1号、2号瓦轴振趋势图

1号瓦

2号瓦

3号瓦

4号瓦

通频

工频

相位

通频

工频

相位

通频

工频

相位

通频

工频

相位

X向

31

10

273

48

30

171

63

58

79

29

25

245

Y向

38

28

357

44

24

308

32

25

177

23

17

302

瓦温

78.34℃

74.34℃

75.88℃

73.29℃

表3  1号机组大修后负荷345MW时各瓦振动

7、结论

7.1 引起机组振动突升造成机组振动保护动作的原因为高中压转子发生了汽流激振，汽流激振产生的根源是高中压转子在大蒸汽流量下动静部分径向间隙偏差较大，转子因蒸汽流动不均匀产生切向力而发生了涡动。

7.2由于引起汽流激振的根本原因是径向动静间隙不均造成的偏心切向力，故减小机组径向间隙的偏差可有效减小机组振动突升的发生。对于运行中的机组，改变调节汽门的控制方式和开启顺序、提高轴承比压、改变轴承间隙、提高润滑油温等，可有效减小汽流激振发生。

7.3通过轴承抬升改变轴承间隙可提高轴承稳定性来抑制汽流激振，但不能减小激振力，并且受到负荷点、通流间隙的限制，具有较大的局限性。

7.4在汽流激振发生时虽可通过快速减负荷有效遏制振动增大，但由于汽流激振发散时间较短和随机、突发的特性，运行人员很难采取有效干预措施，若能通过增加有关逻辑控制功能来实现振动突升时的快速减负荷，可有效避免触发振动保护动作。

综上所述，在机组大修中结合新建机组在投运后缸体膨胀的具体情况采取针对性措施，通过机组轴系中心的精确调整，同时根据制造厂的安装标准科学、合理的选择径向动静间隙，可以从根本上解决汽流激振问题。

参考文献

[1]杨优才 《汽轮机振动现象及原因分析》.无线互联科技 2014年第05期

[2]宋光雄 《汽轮机组汽流激振故障原因及分析》.动力工程学报.2012(10)

[3]刘晓峰 《汽轮机汽流激振的原因分析及消振措施》 汽轮机技术 2008年第3期

[4]李刚等  《大型汽轮机组汽流激振机配汽优化研究》   江苏工程  2010第29期

作者简介：杨军（1971年9月--），男，籍贯：陕西长安县，1991年毕业于西安电力技工学校热能动力专业，1998年在职脱产学习毕业于西北电力职工大学热能动力专业，大学专科、助理工程师、高级技师，长期从事汽轮机检修与汽轮机技术管理工作。