國產600 MW超臨界汽輪機變工況下振動研究

郝潤田

(大唐彬長發電有限責任公司， 陜西咸陽 712000)

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國產600 MW超臨界汽輪機變工況下振動研究

郝潤田

(大唐彬長發電有限責任公司， 陜西咸陽 712000)

摘要：以某國產600 MW超臨界空冷汽輪機組為例，分析了汽輪機沖轉、變負荷、滑參數停機等幾種典型變工況下的振動變化，并提出了振動控制的要點。

關鍵詞：超臨界； 汽輪機； 振動； 變工況

汽輪發電機組是發電廠的重要組成部分，對轉動機械來說，微小的振動是不可避免的，振動幅度不超過規定標準的屬于正常振動[1-2]；但強烈的振動會加劇系統動靜摩擦，形成惡性循環，加快設備損壞。引發振動增大的原因有很多，安裝設計不規范或不合理、滑銷系統卡澀、轉子或汽缸膨脹不均、動靜間隙過小、汽水激振、發電機局部過熱等均會引起不同程度的振動，其中汽流激振、轉子不平衡、轉子熱變形、軸承間隙不合適和摩擦振動等是目前引起汽輪機組異常振動的主要原因[3]。因此研究汽輪機變工況下振動的變化對于加快機組啟動和機組的安全運行都具有十分重要的意義。

筆者針對國產600 MW超臨界空冷汽輪機在機組沖轉、滑參數停機、變負荷等幾個典型變工況過程中的各軸承振動變化進行對比分析，觀察其軸承振動情況，提出了相應過程中振動控制的要點。

1機組概況

某汽輪機組型號為TC4F-26(24.2 MPa/566 ℃/ 566 ℃)，型式為超臨界、單軸、一次中間再熱、高中壓合缸、三缸四排汽、直接空冷凝汽式。設計額定功率為630 MW。汽輪機總級數為38級，高壓轉子為8級，其中第一級為調節級，中壓轉子為6級，低壓轉子為2×2×6級。汽輪機高中壓缸為合缸結構，兩個低壓缸均為雙流反向布置并采用落地軸承座。高、中壓缸均采用通孔螺栓連接方式，無法蘭螺栓加熱裝置。

汽輪發電機組軸系中除1、2號軸承采用可傾瓦式軸承，其余均采用橢圓形軸承。推力軸承位于高中壓缸和低壓A缸之間的2號軸承箱內，采用傾斜平面式雙推力盤結構。高中壓缸的膨脹死點位于2號軸承座，低壓A缸、低壓B缸的膨脹死點分別位于各自的中心附近。死點處的橫銷限制汽缸的軸向位移；同

時，在前軸承箱及兩個低壓缸的縱向中心線前后設有縱銷，引導汽缸沿軸向自由膨脹而限制其橫向跑偏。監視振動的儀表和監視系統主要包括框架、電源、系統監視器和其他監視器及配套傳感器[4]。

2變工況下振動變化分析

筆者研究變工況下機組振動的影響，主要針對汽流變化、熱力原因造成的動靜碰摩等因素對機組振動的影響。機組設計正常啟動方式為中壓缸啟動。中壓缸啟動時按沖轉時的中壓缸進汽口汽缸內壁金屬溫度可分為：

(1) 極冷態： 缸溫<150 ℃。

(2) 冷態： 缸溫≤305 ℃。

(3) 溫態： 305 ℃<缸溫≤420 ℃。

(4) 熱態： 420 ℃<缸溫≤490 ℃。

(5) 極熱態： 缸溫>490 ℃。

2.1 汽輪機沖轉

不同工況下，選取參數不一，推薦沖轉參數見表1。

表1　汽輪機沖轉參數

注：1)點火到滿負荷；2)轉速在1 500 r/min。

整個沖轉過程中，主參數應保持穩定。汽輪機采用中壓缸自動啟動方式的過程為：首先開啟1、2號中聯門，以100 r/min的升速率，將轉速升至200 r/min，進行摩擦檢查；摩擦檢查結束后進行中速暖機，1～4號高調門開啟，以100 r/min的升速率將轉速升至400 r/min，由DEH鎖住并保持3 min；然后1、2號中聯門開啟，沖轉至1 500 r/min，然后進行中速暖機4 h，若是溫態、熱態或極熱態則可不用進行中速暖機；待中速暖機結束后，1～4號高調門關閉， 1、2號中聯門逐漸開大，以100 r/min的升速率，升速至目標轉速3 000 r/min，在經過臨界轉速(1 722～1 849 r/min)時，升速率自動加至300 r/min。不同工況下，該機組沖轉升速過程中各軸承振動的變化不同，其曲線見圖1～圖5。

由機組沖轉過程中的振動曲線可見：

(1) 汽輪機沖轉過程中，機組各軸振動集中出現過兩次較大波動，第一次是在沖轉初期，轉速在20～1 000 r/min，第二次是在汽輪機轉速經過軸系臨界轉速區期間，轉速為1 500～2 000 r/min，此后各軸瓦振動變化均趨于穩定。

(2) 隨著缸溫的增加，軸系振動會逐漸減少，即冷態(極冷態)啟動過程中軸系振動最大，熱態(溫態、極熱態)啟動過程中軸系振動最小。

(3) 各軸瓦振動變化趨勢不一，其中，3X、3Y、4X、5X、5Y、6X、6Y、8Y向振動在經過軸系臨界轉速區后都呈上升趨勢，其余軸瓦振動方向均呈下降趨勢。3～6號軸承所處部位運行工況類似，從而軸承振動情況應類似，而4Y方向振動與其余方向振動不一致，應與該處軸承本身特性(如安裝設計、滑銷系統等)相關，8號軸振類似。2、3、6、7號軸承振動略高于汽輪機其他軸承，特別是7號，其中2、7號軸振經過1 500 r/min中速暖機后，有所好轉。這4個軸承之間采用聯軸器連接，軸承振動有一定的相似性，但是6Y向振動明顯低于其余向振動，應與其本身特性(如安裝設計、滑銷系統等)有關。

(4) 2X、2Y向軸振曲線在冷態(極冷態)和熱態(溫態、極熱態)工況時有明顯差別，在機組沖轉初期振動較大，而隨著沖轉過程的繼續，振動逐漸好轉。分析原因應為冷態時缸溫與再熱汽溫偏差較大，導致動靜部分膨脹不一，極有可能造成短時動靜碰摩，加之機組中壓缸啟動初期，2號軸承受軸向推力最大，從而影響到軸承振動。3Y、4Y、5X、8X向軸振在冷態工況時變化曲線與其他也有區別，但是從原則上來講，極冷態與冷態工況下振動情況區別不大，故而應視為個別現象，無可比性。其余各軸承變化相對平穩且分明。

(5) 經過軸系臨界轉速區時，各軸振變化方向不一，其中2Y、3X、7X向振動發生了平衡惡化，而一般能造成轉子平衡惡化的原因有：①轉子發生熱彎曲；②轉子上存在活動部件[5]。

從上述圖中難以得知具體原因，繼續加負荷觀察(見圖6)。由圖6可見：當負荷加至接近300 MW后，各軸振動才有所好轉，特別是2Y、3X、7X向等處，可見轉子平衡惡化的原因應為局部發生熱彎曲導致，隨著負荷的增加，轉子熱彎曲現象有所好轉。

2.2 滑參數停機

為使檢修提前開工，縮短檢修工期，常常采取滑參數方式停機的方式，全開主汽門及調門，逐漸減少燃料量，保證蒸汽溫度、壓力平穩下降以降低汽缸溫度，又常稱之為深度滑停。但有時僅為調峰，并無必要的檢修工作，停機時間不長，因深度滑停時，汽輪機末級葉片工作環境惡劣，危險性較高，故常采用非深度滑停，即只滑壓不滑溫的方式。圖7為該機組深度滑停過程中各振動變化曲線，圖8為該機組非深度滑停過程中各振動變化曲線。

由圖7可見：機組振動在負荷250 MW(鍋爐干濕轉態負荷區域)左右時，機組振動發生了明顯的波動。而由圖8可見：機組振動在350 MW左右時發生了明顯的變化。究其原因主要為：深度滑停過程中，主再熱汽溫度與壓力匹配，蒸汽溫度下降幅度較大，過熱度較低，但汽缸

溫度也隨之下降，三者能夠達到匹配要求，故機組振動僅在轉態時(鍋爐轉態時，汽溫將產生較大的波動，對機組脹差及振動有一定的影響)發生了較大波動。而觀察非深度滑停，由于并非刻意降溫，汽溫過熱度較高，導致汽缸與轉子膨脹不匹配等，進一步導致機組振動在未轉態前就已發生大幅波動。另外，同樣在經過軸系臨界轉速區時，各瓦振動發生了劇烈變化。

2.3 變負荷過程

負荷變動時，蒸汽流量不斷變化，葉片受不均衡的氣體來流沖擊發生汽流激振，從而使得機組振動發生明顯變化。正常運行中加減負荷時，機組振動變化曲線見圖9、圖10。

汽流激振有兩個主要特征：一是應該出現大量的低頻分量；二是振動的增大受運行參數(如負荷)的影響明顯，且增大應該呈突發性[6]。由圖7、圖8可見：負荷在300～600 MW變化過程中，機組振動變化情況相對平穩，但是隨著負荷的變化，當到達某一特定負荷(550 MW和610 MW左右)時，機組振動發生了相對明顯的波動，而離開這一負荷，振動便趨于平穩。

3應對措施

通過觀察分析，可得出機組振動發生大幅變化的工況主要為：沖轉時汽輪機運行方式轉變期

間、臨界轉速期間、鍋爐轉態期間、發生汽流激振的特定負荷期間。而針對不同工況下的振動變化應采取不同的應對措施：

(1) 中壓缸啟動時，需要中壓缸與汽溫的偏差控制在合理范圍，特別是再熱汽溫的調整。從以往的經驗來看，再熱汽溫往往偏高，實際沖轉參數往往比設計值高40～50 K，實際運行中轉子膨脹較快，而汽缸膨脹較慢，再熱汽溫過高將加劇轉子的膨脹，極有可能導致動靜摩擦，從而影響轉子振動。因此，控制機組沖轉初期振動的主要措施在于：首先，啟動前應充分暖缸和暖閥；其次，維持合理的再熱汽溫，盡可能減少高中壓缸的冷熱偏差。而再熱汽溫的調整主要在于對蒸汽流量的控制，因啟動初期，燃燒較弱，鍋爐蒸汽流量偏小，應控制燃料量的增加幅度，同時控制給水流量不應過大，適合在750～800 t/h(額定2 084 t/h，小于600.2 t/h發生MFT)。另外，還應適當地投入再熱器減溫水，但應注意減溫站后蒸汽過熱度應不小于50 K，以防蒸汽帶水。

(2) 鍋爐加負荷轉態期間，一方面應盡量控制汽溫上升(下降)速度，減少蒸汽對汽輪機的沖擊，另一方面應控制汽溫汽壓波動情況，避免反復轉態，盡量一次性通過。

(3) 面對特定負荷下機組振動容易超限的問題，如若必要，可向調度申請，盡量避開這一負荷，同時在加減負荷過程中應注意控制負荷升降速率。

(4) 滑參數停機過程中，汽溫的變化對機組振動的影響較大，因此汽溫的下降速率應嚴格按照設計曲線控制，同時保證每個下滑階段留有充分的時間，以控制缸溫與汽溫的偏差。

4結語

該機組無論在哪種工況下運行時，某幾處軸承的振動均高(如3X、7X向)，而且對機組工況變化較為敏感。對于此種現象，尚無法明確具體原因，還需進一步取證觀察和分析，應在運行中加強監視，特別是變工況下，對比其他各軸瓦(軸承或軸瓦)振動情況，結合軸瓦處潤滑油溫及金屬溫度，綜合判斷是否發生異常，如有明顯的平衡惡化趨勢，應立即停止相關操作或降低負荷升降率；若相關參數已超限，則保護應動作，否則應手動打閘。

參考文獻：

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[3] 李華. 火電廠汽輪機異常振動原因及處理措施[J]. 科技風,2010(13):250-253.

[4] 王玉平. 汽輪機異常振動的分析和治理[J]. 科學之友,2011(8):19-20.

[5] 牟法海,石瑞平,李鐵軍,等. 600 MW汽輪發電機組不穩定振動的原因分析及處理[J]. 汽輪機技術,2010,52(5):78-79.

[6] 陳祥府. 發電廠汽輪機異常振動的分析及排除[J]. 科技創新與應用,2013(3):156.

Study on Vibration Behavior of a Domestic 600 MW Supercritical Steam Turbine in Variable Modes of Operation

Hao Runtian

(Datang Binchang Power Generation Co., Ltd., Xianyang 712000, Shaanxi Province, China)

Abstract：Taking a domestic 600 MW supercritical air-cooling steam turbine as an object of study, vibration behavior of the steam turbine was analyzed in variable modes of operation, such as in run-up period, variable load operation and shutdown of sliding parameters, for which essential concerns were mentioned for control of the turbine vibration.

Keywords：supercritical unit; steam turbine; vibration; variable modes of operation

中圖分類號：TK268.1

文獻標志碼：A

文章編號：1671-086X(2016)02-0131-04

作者簡介：郝潤田(1982—)，男，工程師，主要從事電廠熱力系統運行、配煤摻燒燃料管理方面的研究。E-mail: runtianhao1982@163.com

收稿日期：2015-09-16