某660 MW汽輪機試運過程中振動問題分析及處理

張澤斌，張勤，魏優

(東方汽輪機有限公司，四川德陽，618000)

某660 MW汽輪機試運過程中振動問題分析及處理

張澤斌，張勤，魏優

(東方汽輪機有限公司，四川德陽，618000)

某新超超臨界660 MW機組采用了全新結構，通過對此類型機組啟動試運過程中發生的振動問題進行介紹、分析和處理，給出了此類型機組振動問題的解決辦法。

超超臨界660 MW機組，汽流激振，膨脹不暢

0 引言

某電廠兩臺機組的汽輪機采用全新一代超超臨界、一次中間再熱、單軸、四缸四排汽、雙背壓、抽汽凝汽式660 MW汽輪機。機組從機頭至機尾依次串聯1個高壓缸，1個中壓缸和2個低壓缸。其中高壓通流反向布置，共12個壓力級；中壓通流正向布置，9個壓力級；低壓通流雙分流布置，共2×2×5個壓力級。

高壓模塊中，高壓外缸采用傳統中分面結構。高壓缸配汽方式為節流配汽，上下切向進汽。新結構對稱、變形小，機組啟動過程中，圓周間隙均勻，對機組啟動有利。在機組試運中，1#軸振多次出現異常增大現象，檢查發現高壓缸膨脹受大管道阻礙、高壓內缸靜子與高壓轉子中心偏差較大，經調整處理后，機組異常振動得以解決。

1 機組啟動期間振動介紹

機組定速3 000 r/min時，各軸承振動優良，但在升負荷過程中1#軸振多次快速增大，減負荷后振動幅值回落。最早出現振動增大的負荷大致為343 MW，隨著負荷升高，1#軸振幅值突增，幅度也在增大。在1#軸振幅值異常增大期間，其他軸振幅值變化不大。圖1是機組帶負荷至503 MW期間1Y軸振瀑布圖，從圖1可見，1#軸承基頻振動一直穩定，且幅值較小；1Y軸振動增大主要系低頻振動所致，低頻振動頻率為27.3 Hz。

圖1 1Y軸振動瀑布圖

現場嘗試了改變軸承潤滑油供油溫度、啟動頂軸油泵、強制CV1和CV2形成不同的開度等試驗，后兩項措施對振動無明顯影響。降低潤滑油供油溫度可使振動波動的負荷點提高30～50 MW，即對低頻振動有抑制作用，但效果有限。

總結機組1#軸振存在如下特點:

（1）1#軸承振動為低頻振動，振動頻率為27.3 Hz；

（2）潤滑油溫度從40℃降低至36℃后，對低頻振動有抑制作用，但抑制程度有限；

（3）機組振動突增的負荷點并不確定，同一負荷點有時振動比較穩定，有時振動幅值大幅增加；

（4）1#軸承金屬溫度存在隨機組負荷升高而下降的趨勢，從并網初期的79℃，已經降低至570 MW時的68℃左右（期間油溫降低約5℃）；

（5）機組最高負荷約570 MW時，1#軸承振動增大時其幅值超過200 μm。

由于升高負荷過程中1#軸振幅值多次異常增大，影響機組安全運行，需分析處理。

2 振動分析

從振動現象看，機組軸振異常主要是1#軸承處，重點對1#軸承振動原因進行分析。

汽輪機高壓轉子出現低頻振動，主要可能原因為:摩擦振動、油膜渦動、汽流激振。出現摩擦振動時工頻振動的幅值及相位會有明顯變化，與該機特征不符。

汽流激振屬于自激振動，與負荷有關，主要發生于高參數大容量機組的高壓轉子上。其振動會隨著負荷增大到某一最大臨界負荷時瞬間發散，有較好的重復性。振動頻率與轉子臨界轉速相關。汽流激振的發生與汽輪機蒸汽流量有一定的關系，而與工作轉速無關，這是它與油膜渦動的主要區別。

從機組的振動特點看，與汽流激振相似。在機組負荷增大后，1#軸承負載明顯減輕，降低了軸承的穩定性，同時汽流激振力增大，造成1#軸振發生蒸汽自激振動。可以確定1#軸承振動過大由汽流激振引起。

根據目前公認的研究成果，汽輪機汽流激振來自3個方面:即葉片頂隙激振、密封流體激振與作用于高、中壓轉子上的不均衡靜態蒸汽力[1]。簡言之:汽輪機轉子中心相對靜子中心的靜偏心（由于機組安裝不規范、徑向通流不均勻或者機組運行一段時間后滑銷系統間隙變大導致汽缸跑偏產生）使動靜間隙不均致轉子沿轉動方向發生渦動，產生葉頂間隙激振；轉子、靜子間不同心或動態偏心渦動，使汽封各齒間形成的腔室空間大小不均，導致各腔室的蒸汽壓力不均勻，會產生一個垂直于轉子偏心方向的合力，加劇轉子渦動，發生密封流體激振。總之，汽流激振主要是缸內動靜間隙不均勻引起的振動。

3 處理措施及結果

根據上述1#軸承振動原因分析，停機后檢修時立足于查找引起汽流激振的高壓缸“跑偏”原因是處理1#軸承振動的主要方法；適當增加1#軸承載荷是輔助手段。

機組停機冷卻到常溫后:

（1）拆除高壓缸上半端汽封，按圖2測量高壓轉子與外缸左、右、上方向“Y”值，確認是否存在跑偏情況（兩側端汽封處徑向尺寸“Y”值符合設計要求，即認為整個高壓徑向通流間隙正確）。

圖2 高壓轉子與汽缸定位尺寸示意圖

高壓缸兩端轉子與汽缸相對位置實測值如表1所示。

表1 高壓轉子與汽缸定位尺寸

表1數據顯示，相對廠內總裝測量值而言，檢修時左側測量值變大，而右側測量值變小。這表明汽缸相對轉子產生了向左的位移，汽缸向左跑偏。高壓動靜中心偏移量汽機端（1#軸承端）1.01 mm，電機端（2#軸承端）0.28 mm。

復裝時，自由狀態下重新配準貓爪和立鍵墊片，恢復動靜間隙為廠內總裝值，以校正高壓通流動靜中心偏差，保證徑向間隙均勻。

（2）根據經驗，查找并排除干涉。經檢查，發現高壓排汽管與支架干涉，詳見圖3。

圖3 高壓排汽管與支架干涉部位

高排管與支吊架門梁擋干涉，會影響高壓缸膨脹，此外還會引起高壓缸向一側“跑偏”。為此，停機檢修時將擋塊割除，留出足夠膨脹間隙，見圖4。

圖4 高壓排汽管與支架

在恢復中心及處理干涉問題后，再次開機，THA工況下1#軸承未出現振動過大問題，整個軸系振動良好，運行穩定。

THA（660 MW）工況下，機組穩定運行畫面見圖5。

圖5 THA工況機組運行畫面

4 總結

汽輪機運行過程中動靜間隙周向不均勻是引起汽流激振的主要原因。高壓缸膨脹受阻導致高壓通流間隙一致性變差，同時汽缸跑偏加劇了動靜間隙的不均勻度。通過以高壓缸端汽封處動、靜間隙為基準校正通流間隙，保證高壓缸自由膨脹，防止滑銷系統跑偏是解決汽流激振問題的有效手段。采用上述手段后，機組振動問題得到徹底解決。

[1]陳佐一.流體激振[M].北京：清華大學出版社，1998.

Analysis and Treatment of Vibration Problem in Operation Process of a 660 MW Steam Turbine

Zhang Zebin，Zhang Qin，Wei You

（Dongfang Turbine Co.,Ltd.,Deyang Sichuan,618000）

The solution methods of vibration problem of new ultra-supercritical 660 MW steam turbine are proposed through the introduction and analysis of this kind of problem in the operation process.

ultra-supercritical 660 MW steam turbine,steam flow excited vibration,incomplete expansion

TK267

A

1674-9987（2017）02-0001-03

10.13808/j.cnki.issn1674-9987.2017.02.001

張澤斌（1966-），男，大專，工程師，透平制造專業，現從事汽輪機安裝運行服務工作。