不同閥序下汽輪機不穩(wěn)定振動分析及試驗研究

江 東，王將軍，師建軍，張嵩齡，楊建剛

（1.中煤集團新疆伊犁能源開發(fā)有限公司，新疆伊犁 835000；2.東南大學(xué)火電機組振動國家工程研究中心，江蘇南京 210096）

0 引言

大型汽輪機正常運行時，機組可以在單閥或順序閥模式下運行。單閥模式下汽輪機為全周進汽，調(diào)節(jié)級進汽均勻，但高調(diào)門都處在節(jié)流狀態(tài)，節(jié)流損失較大，效率較低。順序閥模式下，根據(jù)機組所帶負荷大小，高調(diào)門按照一定順序依次開啟，可以減少節(jié)流損失。然而，很多汽輪機在順序閥模式下運行時發(fā)生了不穩(wěn)定振動，影響了機組安全、穩(wěn)定運行[1]。文獻[2]～文獻[4]研究了閥序切換過程中振動和瓦溫超標現(xiàn)象。文獻[5]分析了不同閥序下軸頸偏移、瓦溫和振動之間的關(guān)系。研究發(fā)現(xiàn)這類不穩(wěn)定振動受閥序的影響較大。因此，閥序優(yōu)化、混合配汽和增大順序閥重疊度等方法在工程中得到了廣泛應(yīng)用。

通過分析順序閥模式下汽流力特征后指出，如果高中壓缸某軸承所承受的載荷較輕，順序閥模式對該軸承動力特性的影響較大，從而對該軸承振動的影響也較大。因此，除了閥序調(diào)整外，也可以考慮通過調(diào)整軸承載荷的方式來抑制振動。

針對某330 MW 汽輪機發(fā)生的不穩(wěn)定振動，試驗總結(jié)了機組振動現(xiàn)象，分析了振動原因。利用機組大修機會，制定和實施了軸系中心調(diào)整方案，取得了比較好的減振效果。

1 汽輪機汽流力引發(fā)振動分析

1.1 不均衡汽流力分析

圖1a）圖給出調(diào)節(jié)級噴嘴布置，圖1b）給出軸頸在軸承內(nèi)中心位置變化情況。設(shè)穩(wěn)定運行時軸頸中心位于O 點。蒸汽在調(diào)節(jié)級中流動時，對調(diào)節(jié)級動葉片產(chǎn)生汽流力的作用。下半噴嘴進汽后，將會產(chǎn)生一個較大的水平向左汽流合力作用到轉(zhuǎn)子上，推動轉(zhuǎn)子進一步順轉(zhuǎn)動方向偏移，軸頸中心從點O 移動到點O1。此時，X 方向上油膜厚度進一步增大，油膜剛度減小，振動增大。Y 方向上油膜厚度進一步減小，油膜剛度增大，振動減小。上半噴嘴進汽后，將會產(chǎn)生一個較大的水平向右汽流合力作用到轉(zhuǎn)子上，推動轉(zhuǎn)子逆轉(zhuǎn)動方向偏移，軸頸中心從點O 移動到點O2。此時，X 方向上油膜厚度減小，油膜剛度增大，振動減小。Y 方向上油膜厚度增大，油膜剛度減小，振動增大。因此，不同順序閥下工作以及閥序切換過程中，不均勻進汽產(chǎn)生的作用到轉(zhuǎn)子上的汽流合力不同。例如，某300 MW 汽輪機計算發(fā)現(xiàn)，閥序切換過程中汽流力變化幅度達到±91.248 kN，相當(dāng)于高壓轉(zhuǎn)子自重的40%。汽流力作用到轉(zhuǎn)子上后，改變軸承載荷以及軸頸在軸承內(nèi)的位置，改變軸承動力特性，對振動產(chǎn)生影響。

如果安裝時軸系中心不合理，高中壓缸某軸承標高偏低，軸承載荷較輕，較小的汽流力對該軸承動力特性的影響就會較大，從而導(dǎo)致該軸承振動對閥序調(diào)整比較敏感。

以圖1 為例，正常狀態(tài)下軸頸中心會順旋轉(zhuǎn)方向偏移，X 向振動較大，Y 向振動比X 向小。該機組設(shè)計閥序為1-1→2-1→4-2→5-3→6-4→3-5（前1 個數(shù)字代表閥門物理編號，后1 個數(shù)字代表閥門開啟順序）。在這種順序閥模式下，先下半缸進汽、后上半缸進汽。一定負荷后，上半缸噴嘴開始進汽，軸頸中心逆旋轉(zhuǎn)方向移動，X 向振動就會減小，Y 向振動增大。兩個方向上的振動差值減小。反之，如果將閥序改為先上半缸進汽、后下半缸進汽，即：6-1→3-1→5-2→4-3→1-4→2-5，一定負荷后，下半缸開始進汽，X 向振動就會增大，Y 向振動減小，兩個方向上振動差值就會進一步增大。

圖1 噴嘴布置和軸頸中心位置

1.2 汽流激振分析

軸流式透平機械葉輪偏離汽缸中心后，葉片與隔板間周向間隙不均勻，間隙小側(cè)比間隙大側(cè)漏汽少，級效率高，在給定壓降情況下作功多，葉片受力比間隙大高兩側(cè)葉片受力不均勻，合成后就在轉(zhuǎn)子位移的垂直方向上產(chǎn)生一個切向力。該力有使轉(zhuǎn)子順著轉(zhuǎn)動方向渦動的趨勢。轉(zhuǎn)子渦動后，離心力的增加導(dǎo)致渦動幅度（即偏移量）的加大。加大切向力，從而加劇渦動，形成汽流激振。

1.3 不均衡汽流力和汽流激振區(qū)別

汽輪機不均衡汽流力和汽流激振都會對振動產(chǎn)生影響。兩者都發(fā)生高中壓缸內(nèi)，都和負荷有關(guān)。大量研究把這兩類因素混在一起，統(tǒng)一看作為汽流激振。實際上，這兩個因素誘發(fā)振動的機理和引發(fā)的振動現(xiàn)象是不同的，可以表現(xiàn)為：

（1）汽流激振主要誘發(fā)低頻振動，而不均衡汽流力對工頻振動和低頻振動都有影響，更多地影響工頻振動。

（2）汽流激振發(fā)生后，振動會突發(fā)性增大。不均衡汽流力引發(fā)的振動有可能增大，也有可能減小。

（3）汽流激振引發(fā)的振動主要發(fā)生在大負荷區(qū)域，而不均衡汽流力引發(fā)的振動在大負荷和小負荷區(qū)都可能發(fā)生。

（4）汽流激振引發(fā)的振動受閥序的影響較小，而不均衡汽流力引發(fā)的振動受閥序的影響較大。

2 某330 MW 汽輪機不穩(wěn)定振動分析

某廠2 號汽輪機是由上海汽輪機有限公司制造的中間再熱抽汽凝式汽輪機，型號為CZK330-16.7/0.4/538/538。圖1 給出噴嘴布置。高、中壓缸采用合缸形式，配備6 個高壓進汽口和調(diào)節(jié)汽門，上下半各3 個。高壓主汽門位于高中壓缸兩側(cè)，每個主汽門控制3 個調(diào)節(jié)汽門。圖2 給出機組軸系布置。為了減小振動，該汽輪機4 個軸承都采用穩(wěn)定性較高的可傾軸承。

圖2 機組軸系布置

2.1 機組振動現(xiàn)象

通過大量觀察發(fā)現(xiàn)，機組不穩(wěn)定振動與進汽方式有關(guān)。圖3給出了3 組典型試驗數(shù)據(jù)。機組振動具有以下特征：

圖3 負荷變化過程中振動變化情況

（1）負荷較低時振動較小。負荷增大后，振動基準值增大，同時振動脈動幅度增大。兩種因素合在一起，導(dǎo)致振動較大，波動幅度達到80 μm。

（2）振動大、小兩種狀態(tài)下的頻譜分析結(jié)果表明：振動基準值增大是由于50 Hz 工頻分量幅值變大引起的，而振動脈動則是由于25 Hz 附近非整數(shù)倍低頻分量幅值變大引起的。

（3）不穩(wěn)定振動突出表現(xiàn)在高中壓轉(zhuǎn)子1#軸承上，閥序切換時其他軸承振動穩(wěn)定。

（4）順序閥運行時，高壓調(diào)門開度在3 閥到3 閥半之間運行振動大，在4 閥半或者切為單閥運行時振動平穩(wěn)。

2.2 機組振動原因分析

（1）1#軸承所承受的載荷較輕。高中壓轉(zhuǎn)子質(zhì)量在整個軸系中最輕，同時，高中壓轉(zhuǎn)子結(jié)構(gòu)不對稱導(dǎo)致1#軸承載荷又低于2#軸承。1#軸承位于軸系首端，檢修偏差以及機組運行一段時間后軸系對中偏移等因素對1#軸承標高的影響較大，進而會導(dǎo)致1#軸承載荷進一步降低。

1#軸承振動發(fā)生時，軸振最大達到180 μm，而軸承座振動只有15 μm，軸振和軸承座振動比例關(guān)系達到12:1，說明軸頸和軸承烏金之間有一層比較厚的油膜。300 MW 負荷下1#軸承瓦溫比2#瓦低10 ℃。高中壓轉(zhuǎn)子臨界轉(zhuǎn)速比設(shè)計值減小200 r/min 左右，說明軸承油膜剛度有所減小。上述多個特征從不同角度證實1#軸承載荷較輕。

（2）輕載軸承對閥序產(chǎn)生的不均衡汽流力敏感。不均衡汽流力作用到輕載軸承的軸頸上后，軸頸在軸承內(nèi)的中心位置發(fā)生較大變化，改變了軸承在X 向和Y 向上的油膜剛度，導(dǎo)致振動變化。這種變化主要反映在工頻分量變化上，會導(dǎo)致振動基準值發(fā)生變化。

（3）輕載軸承穩(wěn)定性差。由軸承潤滑理論可知，輕載軸承穩(wěn)定低，在汽流激振力作用下，容易產(chǎn)生因失穩(wěn)而誘發(fā)的突發(fā)性振動。低頻諧波頻率非工頻的整數(shù)分倍頻，導(dǎo)致DCS 上顯示的瞬時通頻幅值會出現(xiàn)一定幅度的波動。

3 振動治理及實施

3.1 振動治理方案

通過分析可知，運行狀態(tài)下1#軸承載荷輕是導(dǎo)致機組不穩(wěn)定振動的根源。雖然可以通過閥序優(yōu)化調(diào)整，改變作用在轉(zhuǎn)子上的不均衡汽流力方向，但是試驗發(fā)現(xiàn)，這種方法所取得的實際減振效果有限。

2021 年4—5 月期間，2#機組大修。決定利用大修機會徹底解決機組不穩(wěn)定振動。主要方案為：

（1）停機后檢查軸系中心，根據(jù)檢查結(jié)果，結(jié)合機組上實際發(fā)生的振動現(xiàn)象，制定合理的軸承中心調(diào)整方案。總的原則是，利用檢修機會增大1#軸承載荷。

（2）對高中壓轉(zhuǎn)子進行動平衡調(diào)整，降低基準振動值，減小軸頸大幅擾動對軸承穩(wěn)定性所帶來的不利影響。

3.2 大修檢查和調(diào)整情況

（1）檢修中發(fā)現(xiàn)，高低對輪中心為上張口，導(dǎo)致1#軸承標高偏低，容易引發(fā)不穩(wěn)定振動。該檢查結(jié)果和檢修前的分析結(jié)論相同。

檢修將高低對輪中心由上開口調(diào)整為下開口，1#瓦標高在現(xiàn)基礎(chǔ)上抬高1.2 mm。1#軸承標高抬高后，軸承載荷增加，瓦溫會增加。檢修中適當(dāng)增大了1#軸承間隙，增加潤滑油流量。圖4 和表1 給出了軸系中心調(diào)整情況。

表1 高低對輪張口與高低差調(diào)整數(shù)據(jù)

圖4 軸承中心調(diào)整示意圖

（2）汽輪機高中壓轉(zhuǎn)子存在彎曲和不平衡，大修前2 次動平衡試驗所選用的配重面和不平衡面不重合，導(dǎo)致振動逐步增大，對軸承油膜產(chǎn)生的擾動較大。利用檢修機會調(diào)整汽輪機高中壓轉(zhuǎn)子平衡狀將轉(zhuǎn)子兩側(cè)配重螺釘移植到轉(zhuǎn)子中部，并增加一些預(yù)配重，減少因配重面和實際不平衡面不重合所帶來的彎曲變形影響。

（3）檢查和調(diào)整轉(zhuǎn)子與汽缸、汽封、隔板的同心度偏差。

4 大修后振動情況

機組大修后于2021 年5 月23 日啟動。圖5給出5 月23 日16:00～18:40 期間1x、1y、2x、2y 測點振動變化趨勢。帶負荷運行時4 個測點振動同步波動，18:40后上述振動恢復(fù)正常。當(dāng)日20:00～22:30 時間段內(nèi)再次發(fā)生類似的振動波動。

圖5 5 月23 日16:00～18:40 期間振動波動現(xiàn)象

圖6 給出5 月24 日8:00～15:30 期間1x、1y、2x、2y 4 個測點軸振變化趨勢。帶負荷運行時振動再次發(fā)生波動。5 月24 日14:45，1#測點軸振增大至210 μm 左右，被迫打閘停機。

圖6 5 月24 日8:00～15:30 期間振動波動現(xiàn)象

大修前和大修后初期帶負荷運行時振動都不穩(wěn)定，但有明顯差別。大修前振動不穩(wěn)定主要表現(xiàn)在1#軸承上，呈現(xiàn)隨機性波動，與閥序有一定關(guān)聯(lián)。但是振動增大后，能穩(wěn)定在一個高位上運行。大修后帶負荷運行振動不穩(wěn)定同時表現(xiàn)在1#、2#軸承上，與閥序關(guān)聯(lián)性不大。振動一旦發(fā)生波動后，往往呈現(xiàn)較為明顯的“波動—爬升—發(fā)散”3 個階段。

大修前后出現(xiàn)的振動不穩(wěn)定性質(zhì)完全不同。大修后出現(xiàn)的“波動—爬升—發(fā)散”現(xiàn)象實際上代表了摩擦故障的早期、中期和晚期三個階段。機組打閘停機后，轉(zhuǎn)子偏心度達到86 μm，比開機前增大不少。由此判斷1#瓦側(cè)軸封部位確實發(fā)生了碰磨。停機過程中，1#瓦附近能聽到比較明顯的摩擦聲音。

在不同工況點讓機組穩(wěn)定運轉(zhuǎn)一段時間，通過摩軸封的方法逐步擴大動靜間隙。在一個負荷工況下振動穩(wěn)定后，逐漸將機組帶至較大負荷。5 月24—28 日期間采用該方法，有效緩解了軸封摩擦帶來的振動波動問題。隨后帶負荷運行過程中振動基本穩(wěn)定。

5 結(jié)束語

2 號機組在不同閥序下發(fā)生的不穩(wěn)定振動與1#軸承載荷較輕有關(guān)。軸承載荷輕，穩(wěn)定性差，抗干擾能力差。抬高輕載軸承的標高可以減小閥序?qū)@類不穩(wěn)定振動的影響。這種方法是對傳統(tǒng)閥序優(yōu)化方法的有益補充。標高調(diào)整量可根據(jù)工作狀態(tài)下軸承載荷狀況而定。