某300 MW抽凝式汽輪機動靜碰磨原因分析

葛挺，高寬，李勇，梁卓

(大唐華中電力試驗研究所，鄭州 450000)

某300 MW抽凝式汽輪機動靜碰磨原因分析

葛挺，高寬，李勇，梁卓

(大唐華中電力試驗研究所，鄭州 450000)

某300 MW抽凝式汽輪機在改造后的首次啟動過程中，出現了高中壓通流部分軸向動靜碰磨。針對碰磨的原因進行了分析，并通過高中壓通流部分各級運行間隙的計算，找出了最先碰磨部位；為今后類似改造提出了建議。

動靜碰磨；膨脹；磨損

0 引言

某300 MW汽輪機原為東汽設計制造的亞臨界、一次中間再熱、單軸、兩缸兩排汽、抽汽凝汽式汽輪機，型號為C300/235—16.7/0.343/537/537。該機原設計熱耗率為7 892 kJ/(kW·h)，最新的熱力性能試驗結果為8 141 kJ/(kW·h)，比設計值偏高249 kJ/(kW·h)。為解決該機實際運行熱耗高的問題，2015年9—11月進行了高效亞臨界升參數節能改造，在通流部分改造的同時，將主、再熱蒸汽溫度由537 ℃提升至565 ℃。

綜合升級改造完成后，于2015年11月29日進行首次啟動，當負荷升至80 MW左右時，振動突然增大，被迫打閘停機；經揭缸檢查，發現高壓通流部分軸向磨損。下面就該汽輪機動靜碰磨發生的過程、原因分析、故障處理及經驗教訓進行簡要介紹。

1 故障過程及磨損情況檢查

1.1 故障過程

2015年11月28日，鍋爐點火；11月29日11:00，汽輪機具備沖轉條件。11月29日11:26開始沖轉，沖轉參數基本符合制造廠要求，經磨檢、中速暖機、高速暖機，13:30定速。定速后，高中壓缸熱膨脹7.30/8.20 mm，高壓脹差1.50 mm，轉子偏心10.5 μm，各監視參數正常。定速后進行電氣試驗，試驗過程中，各軸振、瓦振及其他數據正常。但中壓通流部分存在鼓風現象，中缸排汽溫度達到412～459 ℃，持續時間約10 h。11月30日01:50并網帶負荷。帶負荷期間，主、再熱蒸汽平均溫升速率為1.3 K/min，0.9 K/min，局部溫升速率1.8 K/min，符合運行說明書的要求。11月30日05:23，負荷由87 MW降至74 MW，軸向位移由0.10 mm降至0.06 mm，脹差由5.56 mm升至5.60 mm；1X軸振發生一次波動，最大值達到73 μm，05:28恢復正常。11月30日05:52，#1，#2瓦軸振、瓦振開始上漲；06:01，1X軸振193 μm，2X軸振187 μm，被迫打閘停機，此時脹差表指示值為5.60 mm。11月30日06:09，轉速到零，惰走時間僅8 min，此時脹差表指示值為7.4 mm。轉速到零后，盤車無法投入，采取悶缸處理措施。11月30日08:00，再次試投電動盤車正常，盤車投運。

1.2 磨損情況檢查

1.2.1 熱態檢查情況

2015年12月3日，在盤車狀態下，拆除高壓后軸封及中壓后軸封外擋汽封后，發現高壓后軸封外擋汽封高齒向機頭側彎曲，軸向磨痕明顯，磨損情況如圖1所示。中壓后軸封外擋未發現軸向磨損，徑向輕微磨損。

圖1 高壓后軸封外擋汽封軸向磨損情況

1.2.2 揭缸檢查情況

2015年12月12日，汽缸金屬溫度降至80 ℃，停止盤車、油泵運行，汽缸解體檢查；2015年12月17日高中壓缸解體檢查完畢。檢查發現高中壓動靜部分發生磨損，高壓各級隔板汽封及后軸封汽封齒軸向磨損，其中后軸封齒軸向磨損嚴重；高壓第5級動葉葉根與第6級隔板軸向磨損嚴重，復測間隙發現該部位G點處軸向間隙較安裝時增加了1.7 mm；高壓第4，5，9，11，12級葉頂汽封齒軸向磨損；調節級徑向汽封齒徑向有輕微摩擦痕跡；中壓隔板汽封及徑向汽封齒有輕微徑向摩擦痕跡。檢查前軸承箱與高壓缸之間的H梁連接情況，連接正常，但被保溫包裹。進行前軸承箱推拉試驗，移動正常，無卡澀。檢查#2軸承箱定位情況，死點正常。測量推力間隙，為0.43 mm，與安裝數據吻合。對通流部分間隙數據進行復測，除摩擦部位有偏差，其他數據與安裝數據吻合。

2 碰磨分析

2.1 碰磨原因

綜合改造后汽輪機結構、故障時運行參數、故障后檢查情況，造成軸向碰磨的原因如下。

(1)脹差表存在誤差，指示值偏小。對脹差表進行校驗，發現脹差表指示值偏小。指示值5.60 mm時，偏小0.90 mm；指示值7.40 mm時，偏小1.10 mm。

(2)H梁溫升膨脹，進一步增大測量誤差。高中壓缸與前軸承箱間H梁被保溫材料包裹，使得空氣無法對其冷卻，造成H梁溫度升高、膨脹量增加。與H梁散熱良好狀態相比，H梁溫度約升高130℃，其長度334 mm，按線性膨脹系數13.5×10-6/K計算，H梁將產生0.6 mm的額外膨脹量。

(3)改造后進汽溫度升高，轉子膨脹量增加。汽輪機通流部分改造時，配套進行了鍋爐受熱面的相關改造，將主、再熱蒸汽溫度由537℃提升至565℃。由于進汽溫度的提高，高中壓通流部分各級的溫度也隨之升高，各級溫度升高使轉子的膨脹量較改造前增大。改造前后高中壓通流部分額定工況各監視段溫度的對比見表1。

表1 各監視段溫度對比 ℃

(4)改造后外缸溫度降低、通流間隙減小。通流部分改造后，高壓通流部分增加3級、中壓通流部分增加1級，高壓內缸增加0段抽汽室，中壓進汽部分安裝隔熱罩，高中壓外缸增加螺栓自流冷卻系統以上改造措施對提高效率、減少缸內漏汽有利，但也會造成外缸及法蘭金屬溫度降低，導致外缸與轉子溫差增大；在轉子總長度不變的情況下，增加4級及0段抽汽室，會造成軸向通流間隙減小。溫差大與間隙小2個因素疊加，使改造后軸向間隙安全裕量明顯減小。

(5)泊松效應引起的轉子伸長量設計取值偏小。設計時，泊松效應引起的轉子伸長量取值為0.76 mm，明顯小于實際轉子伸長量1.80 mm(轉速由3 000 r/min降至0 r/min，高壓后軸封第9列處)，設計與實際偏差1.04 mm；造成停機過程中，出現較嚴重的磨損。

2.2 碰磨部位分析

由打閘前振動波動及變化規律判斷，脹差表指示值5.60 mm時已發生碰磨，此時實際脹差已達7.10 mm左右(脹差表測量值偏小，影響0.90 mm；H梁被保溫材料包裹，引起的H梁額外膨脹，影響0.60 mm)，最先碰磨部位應在正脹差方向軸向間隙安全裕量最小處。

運行時動靜部件溫度升高，高中壓轉子以推力瓦為基準向機頭方向膨脹，轉子各級葉輪的移動量為該部位與推力盤間各區段膨脹量之和。高中壓外缸以#2軸承箱處死點為基準向機頭方向膨脹，并帶動安裝在其中的高壓內缸、隔板套、汽封套等部件向機頭方向移動。各級隔板及汽封圈的移動量為高壓外缸與高壓內缸或中壓#1，#2隔板套的膨脹量之和。

高中壓轉子材質為30Cr1Mo1V，高中壓缸材質為15Cr1Mo1V，線性膨脹系數(與20 ℃之間)與溫度的對應關系[1]見表2。

表2 材料的線性膨脹系數

為確定最易碰磨的部位，以高壓通流部分實際安裝數據、故障時各監視段參數等數據為基礎，進行高中壓通流部分各部位正脹差運行間隙的計算[2]。故障時高中壓通流部分各部位正脹差運行間隙計算結果見表3，表中各點為安裝時高中壓通流部分間隙最小的部位。

從表3可以看出：當脹差表指示值為5.60 mm時(實際脹差7.10 mm左右)，高壓第5級葉輪與高壓第6級隔板G點處已出現輕微碰磨；高壓第1級轉子與隔板汽封G1點、高壓第2級轉子與隔板汽封G1點、高壓后軸封1～9列轉子城墻齒與汽封高齒G1點等處的運行間隙小于1 mm，安全裕量不足。

表3 各部位正脹差運行間隙 mm

動靜碰磨在高壓第5級動葉葉根與第6級隔板軸向間隙G點處首先發生，造成機組振動增大；跳閘后，由于泊松效應引起轉子伸長，脹差表指示值7.40 mm時(實際脹差9.10 mm左右)，造成較嚴重磨損。

3 修復后運行情況

汽輪機高中壓轉子返廠，進行了局部熱處理、車削加工、高速動平衡，高速動平衡結果合格。對葉頂汽封、隔板汽封、軸封修復、更換，調整高中壓通流部分間隙，將多數級的正脹差方向間隙適當放大。

2016年1月24日所有修復工作完成，機組啟動；1月24日11:31定速3 000 r/min，1月24日20:23并網帶80 MW負荷暖機后，進行機械超速試驗；1月25日04:28正式并網帶負荷。

在之后的運行過程中，高中壓脹差仍偏大；隨負荷波動，高中壓脹差在4.40～5.00 mm之間變化；與改造前相比，偏大約2 mm。其余運行參數正常，各軸振、瓦振均在優良水平。2016年7月進行了性能考核試驗，機組熱耗保證工況(THA)修正后熱耗率7 796.21 kJ/(kW·h)，75%THA工況修正后熱耗率7 842.68 kJ/(kW·h)，均低于制造廠保證值，達到了預期目標。

4 結束語

(1)首次啟動過程中，供熱調節蝶閥未完全開啟，致使中壓通流部分存在鼓風。中缸排汽溫度最高達459 ℃，持續時間達10 h，造成外缸中壓部分過度膨脹，掩蓋了外缸高壓部分膨脹不足的問題。供熱調節蝶閥缺陷消除后，中壓通流部分鼓風消失，外缸中壓部分金屬溫度下降；高壓部分通流間隙迅速減小，是造成碰磨的主要原因。

(2)脹差表測量存在誤差，同時高中壓缸與前軸承箱連接H梁被保溫包裹，進一步增大了測量誤差，使得運行人員未能及時發現問題，是造成碰磨的直接原因。

(3)脹差表指示值5.60 mm時(實際脹差7.10 mm左右)，在高壓第5級葉輪與高壓第6級隔板間G點處首先出現輕微碰磨，振動增大；停機過程中，由于泊松效應造成軸向較嚴重磨損。

(4)在設計制造方面，采取了提高進汽溫度、優化汽缸結構、增加通流級數等改進措施，這些措施在提高效率的同時，客觀上也造成了外缸與轉子溫差增大、級間間隙減小。與改造前相比，正脹差方向軸向間隙安全裕量減小。因此，設計時應統籌考慮，兼顧經濟性與安全性，通流間隙應留有更大的安全裕量。

(5)從幾次正常停機的情況看,轉速到零后，高中壓脹差增加了1.20～1.80 mm；停機時進汽參數越高，正脹差增加值越大，即泊松效應引起的轉子伸長量越大。因此，應對高中壓正脹差報警值和跳機值進行完善，予以適當降低。

(6)檢修時，汽輪機各測量儀表的校驗應嚴格按規定程序定時校驗，且必須做全量程校驗。

(7)檢修時，嚴禁對汽缸與前軸承箱H梁(或推拉裝置)、汽缸貓爪進行保溫，防止引起脹差測量附加誤差。

[1]火力發電廠金屬材料手冊[M]. 北京：中國電力出版社，2001.

[2]魏軍, 陳伯樹. 汽輪機機組脹差計算方法[J]. 機械工程師, 2012(5): 9-10.

(本文責編：劉炳鋒)

2016-09-02；

2016-11-28

TK 268

B

1674-1951(2017)01-0050-03

葛挺(1968—)，男，河南開封人，高級工程師，從事汽輪機專業試驗、調試、運行方面的工作(E-mail:water_0371@126.com)。