背壓式汽輪機動靜碰磨原因分析與防范

章 鵬，楊振華，滕千里，馬振方

（杭州意能電力技術有限公司，杭州 310012）

0 引言

某57 MW背壓式汽輪機帶30%電負荷后進行調門嚴密性試驗，打閘停機時盤車裝置無法投入，原因不明，緊急進行悶缸處理，38 h 后系統(tǒng)恢復正常。

目前，國內許多工程人員及專家學者已經對盤車裝置無法投入的原因進行了大量探討，如盤車系統(tǒng)故障［1］、頂軸油泵頂起高度不足［2］、軸封抱死［3-4］、動靜碰磨［5-7］、斷油燒瓦［8］以及大軸彎曲［9］等。為了查明確切原因，提高工程安裝質量，消除設備缺陷，優(yōu)化運行方式，有必要對該案例進行深入研究。

1 汽輪機概況

該機組由上海汽輪機廠生產制造，型號為CB57-9.1/3.3/0.981/535，型式為單軸、單缸、反流、反動抽背式，額定功率54 MW，額定轉速3 000 r/min，額定進汽量475 t/h，最大進汽量500 t/h，主汽壓力9.1 MPa（a），主汽溫度535 ℃，調整抽汽壓力，調整抽汽流量為163.858 t/h，額定背壓，共設有2個主汽閥和4個高壓調節(jié)汽閥，分兩組布置在高、中壓缸的兩側，另有一座缸抽汽調門位于氣缸上部，連接高、中壓缸，用于調節(jié)中壓抽汽壓力。該機組軸系剖面如圖1所示，汽輪機軸系總長6.35 m，轉子重約17.5 t，液壓盤車和手動盤車均位于機頭。其中轉子的死點位于調閥端的徑向推力軸承，汽缸的死點處于外缸調閥端下貓爪配合處，轉子與靜子均向電機側膨脹。

圖1 機組軸系剖面

2 事件概述

2021 年4 月16 日19：30，機組并網帶30%電負荷運行4 h 后解列，開始進行調門嚴密性試驗。此時汽輪機轉速為3 000 r/min，主汽溫520 ℃，主汽壓8.46 MPa，頂軸油泵停運，盤車電磁閥關閉，軸加風機停運，機組軸承振動最大40 μm，軸瓦溫度最高70 ℃，轉子偏心27 μm，軸向位移0.18 mm，脹差-0.86 mm，高、中壓缸上缸溫度474 ℃，上下缸溫差4 ℃。

此時進行調閥嚴密性試驗，試驗條件為排汽放空閥全開且背壓為大氣壓，最低轉速1 200 r/min，不滿足DL/T 711—2019《汽輪機調節(jié)保安系統(tǒng)試驗導則》要求。分析原因，是由于主汽調閥本體的漏汽孔對調門嚴密性試驗產生了干擾。鑒于此，決定在排汽背壓不大于0.4 MPa的情況下，繼續(xù)進行調門嚴密性試驗。隨著排汽放空閥的緩慢關閉，背壓逐漸升高，轉速降至1 000 r/min 以下，試驗合格，打閘停機。

停機后，按照運行規(guī)程，機組投入液動盤車，盤車轉速5 r/min，轉子偏心20 μm，3 min 后轉速突降至0，就地檢查頂軸油壓：1號軸承6 MPa、2號軸承3.7 MPa/4.3 MPa、3 號軸承9 MPa、4 號軸承5.5 MPa，與調整頂起高度時一致。檢查潤滑油壓未見異常，重新投入盤車，仍無法盤動。嘗試進行手動盤車，發(fā)現(xiàn)阻力較小，于是重新投運液動盤車，盤車運行2 s 后，轉速再次降至0，且無法手動盤動，決定采取悶缸的方式處理，并間隔2 h 嘗試進行一次手動盤車，每2 h 進行一次缸體及各抽汽逆止閥前疏水，每次持續(xù)1 min。

至4月17日22：00，手動盤車方可進行，但阻力較大，隨后每15 min 翻轉轉子180°，至4 月18日10：00，手動盤車已無阻力，投入液動盤車后，偏心值正常，再次沖轉、帶負荷及96 h 整套啟動試運期間均無異常。

3 原因分析

3.1 嚴密性試驗誘導碰磨

調門嚴密性試驗用于檢驗調門的嚴密程度，保證在任何工況下，調門均可嚴密關閉，防止汽輪機超速，該機組調門嚴密性試驗安排在機組帶30%電負荷之后進行，汽輪機轉速與排汽背壓關系見圖2。

圖2 最低轉速與背壓的關系

由于調門上平衡孔的存在，當排汽背壓為大氣壓時，最低轉速只能維持在1 200 r/min。為了模擬背壓機組的實際運行工況，制訂了逐漸提高排汽背壓至0.4 MPa，控制轉速在1 000 r/min以內為試驗合格的調門嚴密性試驗方案。在試驗過程中，當排汽背壓逐漸升至0.15 MPa 時，轉速降至900 r/min，打閘停機后出現(xiàn)動靜碰磨事件。

調門嚴密性試驗前，機組已沖轉帶負荷運行4 h，期間上下缸溫偏差在4 ℃以內，排除了汽缸拱背致轉子汽封徑向抱死的可能性，判斷是調門嚴密性試驗后，蒸汽流量減少，高、中壓轉子收縮不均誘導了動靜部件的軸向碰磨，而機組的振動和偏心可直觀揭示動靜碰磨過程。

3.2 振動及轉子偏心

汽輪機振動是監(jiān)視機組是否正常運行的重要參數(shù)，振幅隨時間的延續(xù)而逐漸增加是動靜碰磨的典型特征［10］，然而在帶負荷期間，4個軸承各方向振動均在40 μm 以下，表明調門嚴密性試驗前機組處于正常運行狀態(tài)。圖3所示為試驗過程中1號軸承振動及轉子偏心實時監(jiān)測數(shù)據(jù)。

圖3 振動及轉子偏心變化

圖3 中1 號軸承X 方向振動在轉速降至1 500 r/min 時快速上升是由于汽輪機轉速處于臨界區(qū)域，當轉速繼續(xù)下降至1 100 r/min以下后，1號軸承X 方向振動下降至正常水平，且振動變化不是突變性振動，可排除轉子部件脫落故障［11-13］。汽輪機打閘后，轉速由60 r/min 突降至5 r/min，轉子偏心瞬時上升至79 μm，表明轉子與靜止部件發(fā)生了動靜碰磨，且隨著動靜部件接觸面積的增加，轉子阻力矩變大，最終導致盤車無法重新投入。

確定動靜碰磨發(fā)生的部位，有利于改進設計，而對各段的脹差進行校核計算是行之有效的方法。

3.3 轉子及缸體膨脹計算

蒸汽進入汽輪機后，轉子和汽缸均受熱膨脹，轉子質量小且軸系長，受熱應力的影響更大，即轉子與汽缸相比溫升更快、膨脹更大。轉子膨脹與汽缸膨脹之差即為脹差［14］，脹差超限是動靜部件軸向碰磨的主要原因。

資料表明影響脹差的因素主要有高、中壓缸熱膨脹ΔZ1，轉子熱膨脹ΔZ2，轉子由于輪盤離心力引起的軸向變形Z3以及轉速引起的軸向位移Z4，脹差Z0計算公式為：

徐鴻［15-16］等考慮了輪盤傳熱對轉子膨脹量的影響，并對轉子膨脹的計算方法進行了修正，對于級數(shù)較多的大型機組可在一定程度上提高計算精度，但對于本機組而言，Z3值較小可以忽略，轉速引起的軸向位移Z4一般在進行瞬態(tài)計算時需加以考慮，為簡化模型，這里同樣不予考慮。

因汽缸或轉子軸向存在溫度梯度，在計算熱膨脹時，將計算區(qū)域分成了多個區(qū)段，分別以兩端邊界溫度的平均值代表區(qū)段內整體溫度，邊界處視為絕熱條件［17］。缸體熱膨脹ΔZ1計算公式為：

式中：N為區(qū)段數(shù)；Li為計算區(qū)段i的軸向長度；tm為區(qū)段內的平均溫度；t0為環(huán)境溫度，一般取20 ℃；αi為材料的線膨脹系數(shù)。轉子熱膨脹ΔZ2的計算與式（2）同理。

建立高、中壓轉子及汽缸膨脹的計算模型，其軸向分段情況如圖4 所示。其中轉子材料為30Cr1Mo1NiV，總跨度5 000 mm；高壓外缸缸體材料為鉻鉬鋼鑄件（ZG20CrMo）；高壓內缸材質為優(yōu)質鉻鉬鋼鑄件（ZG15Cr2Mo1），以高壓外缸的相對死點為進汽中心線，膨脹計算結果如表1所示。

圖4 高壓缸轉子及汽缸膨脹計算模型

由表1數(shù)據(jù)可知，帶負荷運行期間，轉子與外缸脹差達到了-3.59 mm，已經超出機組允許的最大脹差（-3.1 mm）。為抵消脹差帶來的影響，汽輪機的靜止部分和轉動部分之間預留了軸向間隙，沿軸向各部位脹差計算值與汽封間隙尺寸對比數(shù)據(jù)見表2。由表2 數(shù)據(jù)可知，機組帶負荷運行時，距離死點的位置越遠，脹差累積值越大，但各點脹差均未超出汽封間隙設計值。

表1 汽輪機轉子及缸體膨脹計算結果

表2 脹差與汽封間隙對照

圖5 所示為實時監(jiān)測的轉子以及汽缸膨脹值，4 h帶負荷期間轉子和汽缸膨脹已經失去監(jiān)視，計算得到實際脹差為-3.59 mm。發(fā)電機解列后，轉子絕對膨脹減小1.4 mm后即發(fā)生了動靜碰磨。

圖5 膨脹實時監(jiān)測值

分析認為：發(fā)電機解列，失去蒸汽對軸系的加熱作用后，轉子軸系溫度梯度逐漸減小，高壓轉子快速收縮是轉子絕對膨脹減小的主要原因，而低壓轉子膨脹保持不變，即高壓缸1級靜葉處累計脹差擴大了1.4 mm，負脹差為3.08 mm，達到了汽封間隙的設計值下限，造成了動靜碰磨。

4月18日10：00缸溫下降，汽缸膨脹與轉子膨脹恢復監(jiān)視，此時脹差為-2.9 mm，手動盤車恢復，高壓缸側出現(xiàn)摩擦聲，連續(xù)盤車2 h后摩擦聲消失，與前述碰磨區(qū)域的判斷相互印證。

3.4 座缸閥的影響

此外，在機組帶負荷運行期間發(fā)現(xiàn)調整抽汽溫度顯著高于設計溫度50 ℃以上，且座缸閥前后壓差較大，汽缸溫度也明顯高于理論值，分析運行數(shù)據(jù)發(fā)現(xiàn)機組調節(jié)級后蒸汽溫度與調整抽汽溫度溫差很小，表明高壓通流做功能力較差，且機組調整抽汽壓力與座缸閥后壓力偏差較大，判斷原因可能是座缸閥處于全關憋壓狀態(tài)，然而分散控制系統(tǒng)畫面顯示座缸閥已全開。

取17 MW時的運行數(shù)據(jù)，將座缸閥前壓力設定至5.01 MPa，對座缸閥憋壓工況進行計算，結果見表3，得到調整抽汽溫度理論計算值為494.6 ℃，與現(xiàn)場調整抽汽溫度基本吻合。據(jù)表3數(shù)據(jù)可基本確定座缸閥出現(xiàn)憋壓現(xiàn)象，經過現(xiàn)場檢查發(fā)現(xiàn)座缸閥確實處于關閉狀態(tài)。

表3 運行參數(shù)及理論計算值

綜上所述，因座缸閥憋壓，高壓缸實際運行溫度高于設計值，缸體已過度膨脹，此時進行快速降負荷操作，負脹差極易超出設計值，造成動靜碰磨。

經過重新校準座缸閥開關位，檢查機組缸體、軸系均無損傷，重新核算機組軸向間隙的設置，確定調整抽汽超溫、超壓狀況不影響機組的正常啟停及盤車要求之后，機組重新投入運行，各項參數(shù)正常，甩100%負荷試驗成功，且未再出現(xiàn)動靜碰磨事件。

4 結語

此次汽輪機動靜碰磨事件，一方面由于座缸調閥開關位置反饋錯誤，導致汽輪機高壓缸憋壓，并在4 h 帶負荷并網期間持續(xù)偏離設計工況運行，調整抽汽溫度和汽缸溫度高于設計值工作時轉子及汽缸已過度膨脹；另一方面，在調門嚴密性試驗后，轉子軸向溫度梯度變小，具體表現(xiàn)為高壓段轉子急劇收縮，導致高壓缸第1—3 級動靜葉處的汽封間隙發(fā)生碰磨，最終迫使液動盤車停車。在分析該事件的原因后提出如下建議：

1）當負脹差逐漸增大時，應盡快分析原因，切勿貿然打閘停機，否則將導致負脹差進一步擴大，嚴重時將造成動靜碰磨事件；反之，正脹差增加至極限時，快速停機是可取的操作方式。

2）對于本機組而言，因調門設計有平衡孔，在排汽背壓為大氣壓的條件下進行調門嚴密性試驗時，最低轉速為1 200 r/min，符合制造廠的標準要求，調門嚴密性試驗合格。

3）機組運行過程中應加強運行參數(shù)的監(jiān)視，保證機組運行在整定值范圍內，若出現(xiàn)運行參數(shù)超出設計范圍，應及時分析原因，避免重大事故的發(fā)生。