汽輪機高調門振蕩原因分析及處理

韓慶祝+丁建學

摘 要：汽輪機高壓調門振蕩威脅機組運行穩(wěn)定性和安全性，而造成調門振蕩的原因很多，該文對機組順閥運行方式下調門振蕩原因的分析及處理，徹底解決了調門振蕩故障。整個分析論證過程，理論與實踐相結合，逐一排除可能引起調門的震蕩的因素，為判斷分析同類故障提供借鑒，有助于快速判斷此類故障原因，制訂預防措施，保障機組安全。

關鍵詞：汽輪機 高調門 振蕩

中圖分類號：TK267 文獻標識碼：A 文章編號：1674-098X（2016）12（a）-0072-02

汽輪機為東方汽輪機廠C300＼235-16.7＼0.35＼537＼537型單軸、高中壓合缸、亞臨界、一次中間再熱、兩缸兩排汽、采暖用可調整抽汽凝汽式汽輪機。高壓進汽由兩個高壓主汽門MSR、MSL及4個高壓調速汽門（GV1-GV4）組成，進汽方式為全周進汽或部分進汽兩種方式。中壓進汽部分由2個中壓聯(lián)合汽閥調速汽門組成，進汽方式為全周進汽。DEH（數(shù)字電流調節(jié)）控制系統(tǒng)為ABB INFO-90系統(tǒng)，高壓進汽設有單閥（全周進汽）和順閥（部分進汽）兩種運行方式。順閥時GV1、GV2同時優(yōu)先開，GV3次之，GV4最后。

1 實例情況

該機組投產后不久，順閥方式運行時，在綜合閥位指令為68%、87%附近經常出現(xiàn)調門經常性振蕩現(xiàn)象，嚴重威脅機組安全運行，遠離該兩點，控制恢復正常。針對調門振蕩情況進行綜合分析，發(fā)現(xiàn)68%、87%指令為順閥運行時GV3和GV4調門剛開啟位置。經過對歷史數(shù)據的分析，整理及在線的檢查試驗，最終判斷結論為，汽輪機實際進汽流量在上、下級調門重疊處偏離設計值過大，造成上、下級閥門疊加后局部理論流量與實際進汽流量遠遠偏離，實際功率突變與目標負荷偏差過大，造成過調。由于功率閉環(huán)，調節(jié)器頻繁動作，造成調節(jié)回路經常發(fā)散振蕩，功率、汽壓、調門產生亦隨之程發(fā)散性振蕩。為此，我們通過修正高調門流量特性曲線，改變了上下級調門的重疊度，并在機組大修停機期間實施，啟機后恢復正常1。

但機組在順閥方式下，綜合閥位指令70%附近位置，再次出現(xiàn)了功率、閥位、綜合閥位指令發(fā)散振蕩現(xiàn)象。調門、功率、綜合閥位指令幾乎同時振蕩，功率振蕩幅度達14 MW，閥位的振蕩幅度也達19%。

2 分析及處理過程

機組當時在AGC方式下順閥運行，在汽機主控指令70.7%附近時，1、2、3號調門出現(xiàn)振蕩現(xiàn)象。汽機指令70%附近為3號調門將要開啟位置。通過機組歷史曲線檢查，大修后高調門一直沒出現(xiàn)過類似以前波動情況，此次是大修啟機以來首次波動。

2.1 原因分析

通過不斷地跟蹤與分析，發(fā)現(xiàn)起初每次波動時的總閥位指令總在70%附近，位置比較固定，可以排除液壓方面、線路方面的原因，初步判斷可能的原因還是流量特性曲線問題，只是導致流量特性曲線的原因可能和原來有所區(qū)別2。初步懷疑3號調門零點發(fā)生飄移或機械連接松動，使上、下級閥門交替處流量特性發(fā)生偏離。為了排除3號調門的影響，將3號調門的開啟位置由總閥位指令70%推遲到74%位置。觀察發(fā)現(xiàn)，當再次波動時，在總閥位指令71%附近，而此時3號調門沒有參與調節(jié)時，調門仍然出現(xiàn)振蕩，因此，排除了3號調門的影響。

通過對這段時間內的歷史曲線分析，初步判斷認為1、2號調門其中的一個或兩個存在空行程，可能某個連接處松動，導致調門開、關滯后，調節(jié)滯后，造成負荷反饋滯后，產生過、欠調，由于功率閉環(huán)，導致調門振蕩。為此，我們決定對1、2號調門進行關閉試驗。

2.2 試驗方案與措施

機組退出AGC，投入CCS方，維持負荷在180～210 MW，保持順序閥運行。

運行人員維持機前壓力恒定，注意監(jiān)視TSI相關參數(shù)變化情況。

在組態(tài)中首先強制關閉CV1，按0.5%遞減，預計關至40%位置，觀察閥門反饋及負荷等參數(shù)的變化，做好參數(shù)的記錄；再反向打開CV1開度，按0.5%遞增，直至當前指令對應位置，同樣觀察記錄負荷變化情況，以同樣方式進行CV2試驗。

2.3 試驗結論

試驗中發(fā)現(xiàn)，CV1從100%關至72.6%時，負荷從183 MW降至166 MW，為保證機組安全，停止關閉CV1，恢復CV1到正常開度。在CV1開關過程中，出現(xiàn)2次閥門開度變化較小而機組負荷波動較大的異常現(xiàn)象，一次是關門過程中閥門開度76%時，開度遞減0.5%，負荷降低5 MW，另一次是開門過程中在閥門開度86.4%位置，開度遞增0.5%，負荷增加2 MW。CV2從100%關至40%，負荷從180 MW降至174 MW，整個過程除再熱器減水造成負荷變動外，負荷變化平穩(wěn)，未發(fā)現(xiàn)明顯的負荷波動現(xiàn)象，整個試驗過程對負荷的影響較小。

根據上述試驗過程，初步判斷CV1調門故障，一是CV1存在框量（鏈接下存在松動等），造成負荷突變。二是CV1閥芯在下降，而且在加劇，即顯示70%閥門開度，實際開度可能在30%左右，所以，造成大閥區(qū)域調節(jié)作用過強。而且，同類型機組出現(xiàn)過類似閥芯退出問題3。

3 檢查結果

機組停機檢修時，對調門解體發(fā)現(xiàn)CV1高壓調門的十字頭比CV3壓調門的十字頭高出45 mm，而高壓調門的全行程才為（49±2） mm，十字頭與門桿只有2～3扣的聯(lián)接。通過測量計算與3號高壓調門的行程對比確定和修前一致。

進一步解體檢查發(fā)現(xiàn)，止動板與十字頭并沒有脫落連接較好，但止動板與高壓調節(jié)閥桿配合處磨損較為嚴重，已經磨圓，止動板已失去作用，使閥芯在高速汽流的沖擊下，逐漸退出提升螺母。

3.1 造成閥桿退出原因

一是在高壓閥內的高速汽流擾動力的作用下，如果止動板與高壓調節(jié)閥桿配合間隙控制不到位會造成止動失效，閥桿退出提升螺母，在機組快關時，使閥桿螺紋或提升螺母螺紋損壞。

二是止動板與高壓調節(jié)閥桿配合面積偏小，造成止動失效。

三是裝配時閥桿與十字頭的緊固力矩不夠造成配合松動。

對另個3個調門進行檢查，高壓調門的止動板與閥桿的配合間隙≤0.05 mm，沒有磨損的跡象，閥桿行程在76～77 mm范圍內與大修修后記錄吻合。

3.2 解決措施

一是在復裝時，保證止動板與高壓調節(jié)閥桿間隙控制在0.02～0.05 mm。

二是適當增加止動板與調節(jié)閥桿接觸面的寬度，比原來的止動板加厚8～10 mm。

三是將門桿與十字頭的緊固力矩保證，力矩為4 500～4 800 N·m（450～480 kgf·m）。

4 結語

通過調門振蕩的跟蹤分析處理，深入分析了造成調門振蕩的影響因素，為判斷同類型故障提供了理論依據，為處理此類事件具有一定的借鑒作用。同時發(fā)現(xiàn)調門重疊度的優(yōu)化在節(jié)能方面，還有一定的優(yōu)化空間。在保證機組穩(wěn)定運行的前提下，進一步縮小順閥時調門的重疊度，將會在一定負荷范圍內大大地減小了進汽的節(jié)流損失，從而達到節(jié)能降耗的目的。目前，為響應國家節(jié)能降耗的嚴格要求，新建機組在調試時進行順閥時調門流量特性試驗，確定調門的最佳重疊度，優(yōu)化調門流量特性曲線，對機組今后節(jié)能、穩(wěn)定運行有一定的指導意義。

參考文獻

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[2] 王寶忠.汽輪機高壓抗燃油液壓系統(tǒng)[Z].東方汽輪機自動控制工程有限公司，2005：1-36.

[3] 孫俊峰，唐海寧.600MW汽車調門晃動原因分析及治理[J].江蘇機電工程，2008，27（2）：33-36.