9F 燃機(jī)停機(jī)中惰走時間短的原因分析及處理

陳海鑫，戴孟雄

（浙江浙能鎮(zhèn)海發(fā)電有限責(zé)任公司，浙江寧波 315208）

1 概況

某電廠9F 機(jī)組是由GE 公司設(shè)計生產(chǎn)的S109FA 燃?xì)狻羝?lián)合循環(huán)發(fā)電機(jī)組，為單軸布置型式（圖1），額定轉(zhuǎn)速3000 r/min，從發(fā)電機(jī)向燃機(jī)看，軸系旋轉(zhuǎn)方向為逆時針。該機(jī)組主要由PG9351FA 型燃?xì)廨啓C(jī)、D10-50-150 型汽輪機(jī)、390H 型氫冷發(fā)電機(jī)和HG-9FA-285.4-9.87/566.5-3P（R）型余熱鍋爐組成，于2007年6月投產(chǎn)。投產(chǎn)后經(jīng)過1 次PK4 檢修，1 次B 級檢修；在2017年5月13日至2017年6月30日進(jìn)行1 次DLN2.6+、PK5改造，同時進(jìn)行低壓缸大修；2017年11月6日至2017年12月2日因發(fā)電機(jī)接電，進(jìn)行抽、穿發(fā)電機(jī)轉(zhuǎn)子搶修工作。截至2018年1月17日，機(jī)組已運行26 326 h，啟停次數(shù)已達(dá)到1 608 次。

圖1 9FA 燃機(jī)軸系布置結(jié)構(gòu)

2 事件經(jīng)過

2018年1月17日晚，機(jī)組停機(jī)、解列、熄火后，轉(zhuǎn)速惰走至500 r/min 以下后，5#軸承振動明顯增大，轉(zhuǎn)速到380 r/min時，5#軸承振動達(dá)到最大。5X 振動由原來的27 μm 升高到113 μm，5Y 振動由原來的25 μm 升高到91 μm，6#、7#軸承振動變化不大。惰走時間只有8 min（正常停機(jī)25 min）。經(jīng)檢查，發(fā)現(xiàn)從熄火到150 r/min 隋走時間基本正常，轉(zhuǎn)速從150 r/min到0 r/min 隋走時間只有1 min 左右，而正常情況需要14 min左右。投入盤車后，盤車電流在52～59 A 晃動，最后回落到52 A。轉(zhuǎn)子偏心度達(dá)到2.5 mils，用聽棒聽低壓缸兩端，無磨擦聲，經(jīng)過4～5 h 盤車后，轉(zhuǎn)子偏心度達(dá)到1.7 mils。

3 原因分析

2018年1月17日3000 r/min 空載各軸承振動數(shù)據(jù)（表1），數(shù)據(jù)表示格式：通頻/一倍頻幅值∠相位（單位：μm/μm∠°）

2018年1月18日3000 r/min 空載各軸承振動數(shù)據(jù)（表2）。

針對這一問題，首先從振動方面進(jìn)行初步分析。17日機(jī)組啟動后，3000 r/min 空載3#～7#瓦振動情況（表1），各瓦振動情況良好；對比問題發(fā)生后18日上午啟動時振動情況（表2），各瓦振動均發(fā)生了變化，尤其以低壓缸的5#、6#瓦最為突出。

2017年12月17日惰走550 r/min 各軸承振動數(shù)據(jù)（表3）。

2018年1月17日486 r/min 各軸承振動數(shù)據(jù)（表4）。

查看歷史惰走時振動情況，2017年12月17日惰走時振動數(shù)據(jù)（表3）與2018年1月17日惰走時振動數(shù)據(jù)（表4）也存在較大差距，以5#瓦最大。

2017年12月17日300 MW 負(fù)荷各軸承振動數(shù)據(jù)（表5）。

2018年1月18日300 MW 負(fù)荷各軸承振動數(shù)據(jù)（表6）。

對比2017年12月17日300 MW 負(fù)荷時振動（表5）與2018年1月18日300 MW 時4#～7#軸承振動（表6），變化也較為明顯。

1月29日停機(jī)后，首先對低壓缸兩側(cè)末級葉片進(jìn)行檢查，發(fā)現(xiàn)末級葉片底部有少許金屬顆粒（圖2），經(jīng)金相分析，鋁成份占比較大。

查看低壓轉(zhuǎn)子歷史膨脹量（表7），單位mils；報警值，>1857 mils（47.1678 mm），<-404 mils（-10.2616 mm）。

在歷次停機(jī)及運行過程中，膨脹值基本在1562～1679 mils（40～43 mm），G24 級軸向間隙D 值為41.8 mm 左右，可能偏?。煌瑫r由于停機(jī)過程中轉(zhuǎn)子往發(fā)電機(jī)側(cè)移動以及泊桑效應(yīng)等的影響，停機(jī)過程中某階段轉(zhuǎn)子膨脹數(shù)值要大于運行中數(shù)值，因而停機(jī)中相對來說更加危險，發(fā)生碰磨的可能性更大。這是造成碰磨發(fā)生的主因。

表1 2018年1月17日3000 r/min 空載各軸承振動數(shù)據(jù)

表2 2018年1月18日3000 r/min 空載各軸承振動數(shù)據(jù)

表3 2017年12月17日惰走550 r/min 各軸承振動數(shù)據(jù)

表4 2018年1月17日486 r/min 各軸承振動數(shù)據(jù)

表5 2017年12月17日300 MW 負(fù)荷各軸承振動數(shù)據(jù)

表6 2018年1月18日300 MW 負(fù)荷各軸承振動數(shù)據(jù)

4 低壓缸解體檢查

2月1日開始對低壓缸進(jìn)行解體，2月4日揭開低壓缸，發(fā)現(xiàn)電端第24 級動葉輪轂部分與電端第25級隔板內(nèi)環(huán)軸向發(fā)生嚴(yán)重碰磨（圖3、圖4）。

圖2 末級葉片底部的金屬顆粒

表7 低壓轉(zhuǎn)子歷史膨脹量 mils

圖3 第24 級動葉輪轂部分軸向碰磨

圖4 第25 級隔板內(nèi)環(huán)軸向碰磨

查找相關(guān)通流資料（圖5）發(fā)現(xiàn)，G24 級動葉輪轂與G25 級隔板內(nèi)環(huán)之間最小間隙D 值，檢修時測量結(jié)果為41.2 mm 左右，現(xiàn)場實際碰磨位置即在此區(qū)域。

以G22 級A 值為轉(zhuǎn)子參考定位尺寸，對比上次開缸檢修時測量15.94 mm 與此次測量結(jié)果15.70 mm，發(fā)現(xiàn)轉(zhuǎn)子軸向位置未發(fā)生明顯變化。查閱火電公司安裝記錄G24 級D 值實側(cè)值42.23 mm。

2月5日，二位哈爾濱汽輪機(jī)廠汽機(jī)專家來我公司，對低壓轉(zhuǎn)子第24 級動葉輪轂與第25 級隔板體發(fā)生碰磨情況進(jìn)行現(xiàn)場檢查，分析認(rèn)為軸向間隙設(shè)計余量過小，隔板長期運行產(chǎn)生變形是導(dǎo)致碰磨的主要原因。

5 處理情況

5.1 轉(zhuǎn)子處理情況

①低壓轉(zhuǎn)子第G24 級輪轂有部分金屬附著物，附著物區(qū)域約為Φ1390×Φ1190，厚度6～8 mm；②附著物的硬度為HRC52～57；③測量現(xiàn)場位置尺寸，制作車削與打磨的專用工具；④打磨高、低不平的金屬附著物；⑤車削或銑削轉(zhuǎn)子輪轂端面；⑥第24 級葉輪摩擦部分按最小量見光或打磨去除附著物，去除量≤1 mm，表面應(yīng)光滑、平直，無不良凹點；⑦對加工表面進(jìn)行著色探傷和磁粉探傷檢查，著色檢查按B/Z18.18.5—2008《轉(zhuǎn)子外表面滲透檢查程序》、磁粉探傷檢查按B/Z93.316—2009《汽輪機(jī)轉(zhuǎn)子外圓磁粉探傷方法》進(jìn)行。

5.2 隔板處理情況

①去除隔板水平中分面定位銷及密封鍵，清理水平中分面，合上下半，檢查水平中分面間隙，隔板外環(huán)水平中分面間隙基本消除，內(nèi)環(huán)水平中分面最大間隙8～9 mm，從內(nèi)向外逐漸變?。虎谥匦屡渲聘舭宥ㄎ讳N，因為隔板錯位，所以定位銷進(jìn)行擴(kuò)大，由原來的Φ32 mm 擴(kuò)大到Φ35 mm；③經(jīng)哈汽方技術(shù)人員復(fù)核計算，根據(jù)哈汽廠提供圖紙，以定位面為基準(zhǔn)，車削隔板內(nèi)環(huán)進(jìn)汽面，去除量大約5 mm，回裝時保證D、A、P 值＞45.8 mm；④由于轉(zhuǎn)子與隔板存在碰磨，上下隔板體均發(fā)生了一定變形，為了保證隔板葉頂汽封、隔板汽封間隙要求，對其進(jìn)行車削；⑤使用不銹鋼焊材對隔板中分面的間隙處進(jìn)行補(bǔ)焊（圖6、圖7），補(bǔ)焊寬度約為8 mm 的密封帶（與氣流方向垂直），修磨密封帶直至間隙消除且定位面平整，并重新配準(zhǔn)中分面定位銷。

圖5 低壓缸通流資料

圖6 隔板中分面間間隙

圖7 隔板補(bǔ)焊的密封帶

6 總結(jié)

造成此次機(jī)組停機(jī)過程惰走時間短、振動大的原因為軸向間隙設(shè)計余量過小、隔板長期運行產(chǎn)生變形等，導(dǎo)致轉(zhuǎn)子與隔板發(fā)生軸向碰磨。經(jīng)過GE 公司及哈汽相關(guān)技術(shù)人員復(fù)核分析，對受損轉(zhuǎn)子及隔板進(jìn)行了相應(yīng)處理，機(jī)組裝復(fù)完成后開機(jī)，未發(fā)生異常，后續(xù)本臺機(jī)組檢修中，條件允許的情況下考慮更換第25級隔板。