國產四缸四排汽凝汽式汽輪機啟動振動分析和處理措施探究

杜進韡

摘要：針對國產四缸四排汽亞臨界中間再熱凝汽式300MW級汽輪機因缸體膨脹不暢，導致軸瓦負荷分配交替變化，目前已造成上軸瓦烏金摩擦、并且發生軸瓦振動，由此延長了極熱態再次開機時間。本文分析了極熱態開機時軸瓦振動及軸瓦負荷分配交替變化的原因，同時對消除滑銷系統卡澀、改進汽缸推拉裝置結構、管道與缸體的連接方式、基礎臺板材質等方面，提出相應的技術方案。

關鍵詞：熱態啟動;滑銷系統;振動分析

0? 引言

隨著經濟社會的高速發展，以及發電企業挖潛增效，節能降耗的需要，300MW級機組為主要調峰機型之一。目前四缸四排汽亞臨界中間再熱凝汽式300MW汽輪機的結構形式，并不適應快速起停要求。因此必須加強檢修技術管理，制定合理性的檢修工藝標準。改變高中壓缸的汽缸死點位置及汽缸推拉裝置結構形式，以根本消除高中壓缸膨脹不暢、軸瓦負荷交替變化一系列重大缺陷。

1? 汽輪機概況

某廠四缸四排汽亞臨界中間再熱凝汽式汽輪機，進行汽輪機增容通流部分改造，同時進行了滑銷系統材質及潤滑方式改進，以及降低了高中壓缸推拉機構的相對高度。但仍然保持了汽輪機高中壓靜止部分的死點在汽輪機縱向軸線與中低壓缸間軸承座底部橫向鍵中心線的交點，高中壓靜止部分以中低壓缸間軸承座死點為中心向前膨脹的高、中壓缸推拉結構。

2? 汽輪機熱態啟動時振動分析

某廠四缸四排汽亞臨界中間再熱凝汽式大修后，汽輪機第一次啟動時會順利的沖到額定轉數，但是第二次沖轉缸溫在極熱態下，汽輪機轉數沖到1200r/min時#2軸瓦振動劇增到跳機值，#3軸瓦振動正常，但是#3軸瓦金屬溫度上升到80℃，汽輪機打閘后轉數降至150r/min時，#2軸瓦軸振仍在100um。根據此現象分析為：第一次沖轉時，汽輪機高中缸投入了予暖系統，汽缸處于溫態下，高中缸間的#2軸承箱傳遞中壓缸的膨脹量時，受到中壓缸的推力及高壓缸的阻力向前滑動。膨脹不暢引起的#2軸承箱中壓缸側拱起，使#2軸承箱趨向于水平狀態，因為大修中根據高中轉子中心、#2軸承箱揚度確定了#2軸承箱體為前仰，因此第一次沖轉無動靜摩擦現象時會很順利。第二次沖轉時#2軸承箱已趨向于水平狀態，并且進一步發展到#2軸承箱后仰，此時#2軸承箱內#2、3軸瓦負荷發生交替變化，通過#3軸瓦金屬溫度由低升高，而#2軸瓦金屬溫度由高降低可以確定。#3軸瓦受軸承箱的傾斜而抬高，#3瓦軸頸通過高中聯軸器帶動高壓轉子上抬，促使#2軸瓦上部無間隙并受轉子旋轉力時，既發生#2軸瓦軸振劇烈增大，其實并非轉子振動，因為軸振探頭是裝在瓦枕上，#2軸瓦上部無間隙后受力時帶動瓦枕與轉子產生相對移動量，所以轉數降至150r/min時#2軸瓦軸振仍在100um。振動嚴重時仍然會造成軸承鎢金脫胎甚至化瓦等事故，因此四缸四排汽亞臨界中間再熱凝汽式N300-165/550/550型汽輪機，在開機時不可太快，并且極熱態開機間隔時間要長。

3? 汽輪機運行檢修注意事項分析

四缸四排汽亞臨界中間再熱凝汽式300MW級汽輪機，高中壓靜轉子所有負荷均由#1、2、3軸承箱承擔。由于#1、2軸承箱負荷重、軸向位移大，而滑銷系統由臺板、軸承座角銷、縱向鍵、滑塊組成，#2軸承箱傳遞中壓缸的膨脹量時，受到中壓缸的推力及前箱、高壓缸的阻力向前滑動。#3軸承箱承擔高中壓缸開機時的壓應力及停機時的拉應力。由于膨脹不暢引起了#2、3軸承箱前后傾斜，使之軸承箱內部兩個軸瓦負荷交替變化，已造成軸頸與上軸瓦摩擦，因此上軸瓦間隙磨損增大的不要輕易改變間隙值。而下瓦磨損間隙增大的要考慮軸瓦頂隙調整，但是檢修中要仔細分析下瓦磨損的原因，分析軸瓦負荷分配情況以及機組是否出現過緊急停機。同時也要考慮汽封間隙的調整方案，要根據現場實際觀察汽封齒的摩擦現象及間隙情況，可參考廠家標準制訂本臺機的汽封間隙優化調整方案，避免軸承箱前后傾斜造成汽封摩擦，而引起轉子振動及軸封漏汽現象。

4? 處理措施

4.1 汽輪機通流部分改造后膨脹不暢原因分析

某廠四缸四排汽亞臨界中間再熱凝汽式汽輪機，經汽輪機增容通流部分改造時，滑銷系統無論從材質上還是潤滑方式上都有了質的突破。改造后的軸承箱滑動面采用自潤滑滑塊與不銹鋼滑塊組成，下滑塊為DEVA自潤滑滑塊，用螺釘把在基架上，上滑塊為不銹鋼，用螺釘固定在軸承箱底部，為減小了滑動摩擦系數。另外，高壓外缸前貓爪、中壓缸前后貓爪下的橫鍵兩側都裝有自潤滑墊片，使汽缸能向兩側自由膨脹，增強了高中壓缸的膨脹，提高了機組運行的可靠性。同時增強軸承箱的剛度，針對軸承箱與汽缸之間推力矩大和軸承箱剛性差等因素，在#1軸承箱與高壓缸之間使用了H型定中心梁推拉機構。高壓外缸、中壓外缸與#2軸承箱之間的推拉力靠汽缸貓爪橫鍵和縱鍵之間的推拉桿來傳遞，并降低高中壓缸推拉機構的高度，減小了推力矩。同時增加軸承箱底板、端板、側板的厚度。底板采用100mm的鋼板，端板、側板采用80mm鋼板。并將軸承箱設計成整體框架機構，在軸承箱內部軸向、橫向增設筋板，筋板與側板連成一體，使軸承箱在軸向、橫向連為框架結構，增強其剛性。由于高中壓靜止部分以中低壓缸間軸承座為死點，軸承箱體相對顯地單薄，因此呈現出了膨脹不暢的現象。

4.2 高中壓缸死點優化方案

四缸四排汽亞臨界中間再熱凝汽型汽輪機，高中壓缸滑銷系統的死點優化方案理念。將汽輪機中低壓缸間的#3軸承座，高中缸的死點優化到#2軸承座處，#2軸承座位于高壓缸和中壓缸之間，推力軸承仍然裝在#2軸承座內，機組的絕對死點及轉子的相對死點均在高中壓之間軸承處，因此整個軸系是以此為死點向兩頭膨脹。而高壓缸和中壓缸的貓爪在#2軸承座處也是固定的，因此高壓外缸受暖后以#2號軸承座為死點向機頭方向膨脹，而中壓外缸受暖后也是以#2號軸承座為死點向電機方向膨脹。這樣的滑銷系統，高中缸產生的拉應力和壓應力能得到很好的平衡，并且運行中動靜之間的差脹也會比較小，易保持動靜間隙的穩定，有利于機組快速啟動。

4.3 高中壓缸死點優化后改造分析

汽輪機高中壓缸滑銷系統死點優化后，本著降低改造成本，可只進行#2、3軸承箱體及滑板的改造。#2軸承箱定為死點，需要將#2軸承箱由原滑動軸承箱改為固定式，中低壓缸間的軸承座改為滑動式軸承箱，采用DEVA合金滑塊結構改造方案。前箱結構形式可保持原狀。高壓外缸受暖后以#2號軸承座為死點向機頭方向膨脹，而中壓外缸受暖后也是以#2號軸承座為死點向電機方向膨脹。同時解決了軸系轉子受中壓缸膨脹影響不回位的問題，避免了低壓缸正向壓力級通流間隙軸向值在停機時發生摩擦現象。

汽輪機通流間隙如進行優化改造時，可更換高中壓缸和轉子，機組采用一只高壓缸、一只中壓缸和二只低壓缸串聯布置，高壓轉子中壓轉子可各由一個徑向軸承支承，兩根低壓轉子均有兩只徑向軸承支承。簡要的說就是優化掉#2、4軸瓦，#3軸承箱與中壓缸之間在改為H型定中心梁推拉機構。這種支承方式不僅是結構比較緊湊，主要還在于減少基礎變形對于軸承荷載和軸系對中的影響，使得汽機轉子能平穩運行。

滑銷系統死點優化后，高壓缸膨脹量減小，管道熱應力得到了降低。中壓外缸向電機方向膨脹，中壓排汽導管應考慮膨脹波形節的安裝，避免出現中壓缸膨脹受阻。

優化后的汽輪機結構形式，四缸四排汽亞臨界中間再熱凝汽式汽輪機如同三缸四排汽亞臨界中間再熱凝汽式汽輪機結構，啟動時高中壓缸膨脹量不再進行疊加，在滑銷系統膨脹自由，可縮短機組的啟動時間。

5? 結束語

本文通過汽輪機大修后極熱態啟動時的振動分析，進一步分析了汽輪機改造的可行性及必要性，以供各電廠進行汽輪機改造時參考。能徹底根除四缸四排汽亞臨界中間再熱凝汽式型汽輪機高中壓缸膨脹不暢，可提高機組的運行可靠性和經濟性。

參考文獻：

[1]邢國清.流體力學泵與風機[M].中國電力出版社，2009.

[2]楊玉順.工程熱力學[M].機械工業出版社，2009.

[3]葉濤.熱力發電廠[M].中國電力出版社，2009.