孟林輝 陳正飛 張景彪 邢繼濤

（神華國華綏中發(fā)電有限責(zé)任公司，遼寧省葫蘆島市，125222）

1 機組概況

N1000-25／600／600型汽輪機，由一個單流高壓缸、一個雙流中壓缸及兩個雙流低壓缸依次串聯(lián)組成，其軸系結(jié)構(gòu)如圖1所示。主軸為逆時針旋轉(zhuǎn)（左右方向，均指面向發(fā)電機的左右方向）。其中，高壓缸呈反向布置 （頭對中壓缸），包括一個雙流調(diào)節(jié)級與8個單流壓力級，中壓缸共有2×6個壓力級，兩個低壓缸共有2×2×6個壓力級。

高壓和中壓轉(zhuǎn)子均由2套可傾瓦軸承支承，可傾瓦為6瓦塊結(jié)構(gòu)，上下對稱布置；低壓轉(zhuǎn)子均采用兩套橢圓瓦支承，單側(cè)進油，上瓦開槽結(jié)構(gòu)；推力軸承位于高中壓缸之間的軸承箱內(nèi)，采用傾斜平面式雙推力盤結(jié)構(gòu)。

汽輪機為綜合閥序、復(fù)合配汽方式。機組設(shè)計配汽曲線及對應(yīng)噴嘴位置如圖2所示。機組采用定—滑—定（30%～95%負荷段滑壓）復(fù)合滑壓運行方式。

蒸汽設(shè)計流程：新蒸汽經(jīng)4根導(dǎo)汽管進入4臺高壓主汽閥 （ICV） （主汽閥后設(shè)有連通管，與4臺高壓主汽閥后腔室相通）、4 臺調(diào)節(jié)閥 （CV），經(jīng)4個進汽口進入調(diào)節(jié)級，通過高壓缸2+8級做功后，到鍋爐再熱器。再熱汽經(jīng)2根再熱管進入中壓聯(lián)合汽閥，經(jīng)2個導(dǎo)汽管進入中壓缸中部下半，通過2×6級做功后的蒸汽經(jīng)1根異徑連通管分別進入2個雙流6級的低壓缸 （A、B），做功后排入凝汽器。

圖2 機組設(shè)計配汽曲線及對應(yīng)噴嘴位置圖（機頭向機尾看）

2 1000 MW 超超臨界汽輪機組汽流激振現(xiàn)象簡述

基建試運初期，準(zhǔn)備首次進行機組滿負荷運行，當(dāng)負荷升至850 MW 左右時，1、2號瓦軸振開始出現(xiàn)波動，負荷升至966 MW 時，振動突然增大，降負荷后迅速收斂。當(dāng)負荷降至870 MW左右時趨于穩(wěn)定，再次升負荷至780 MW 時又出現(xiàn)波動，940 MW 時振動曲線再次迅速增大。機組出現(xiàn)激振前后振動變化過程曲線如圖3所示。

僅機組1、2號瓦振動變化表現(xiàn)較強烈，3、4號瓦振動增加較小，5～11號瓦振動均無明顯變化。同時，各軸瓦金屬溫度、回油溫度無明顯變化。鑒于機組運行中軸瓦溫度不是很高，且振動增大、瓦溫未發(fā)生明顯變化，因此，將潤滑油溫度由39℃提高至42℃ （設(shè)計油溫為40℃～45℃），緩慢增加機組負荷至850 MW，振動逐漸發(fā)散。再次提高潤滑油溫至44℃，振動仍無收斂趨勢，降負荷、恢復(fù)潤滑油溫度至40℃。鑒于該機組1、2號軸瓦采用6瓦塊可傾瓦結(jié)構(gòu)，且調(diào)整潤滑油溫對振動無影響，可基本排除油膜渦動的影響。

通過圖3可以明顯看出，機組3次升負荷過程中，振動均在850 MW 左右逐漸發(fā)散，950 MW左右振動明顯增大。且從機組發(fā)生激振趨勢圖和頻譜圖 （圖4）中可以看出，振動曲線發(fā)散時28 Hz分量迅速增大，工頻分量基本無變化，而且與負荷和流量有關(guān)。從振動機理和特征上分析，發(fā)生在該機組的突發(fā)振動符合汽流激振的典型特征，具體如下：

（1）振動頻率與轉(zhuǎn)子一階臨界轉(zhuǎn)速對應(yīng)的頻率接近，即：

式中：nc——高壓轉(zhuǎn)子第一階臨界轉(zhuǎn)速。

（2）低頻振動與機組振動負荷有著良好的再現(xiàn)性。

（3）低頻振動有一個門檻值。

圖3 機組出現(xiàn)激振前后振動變化曲線圖

圖4 機組發(fā)生激振時趨勢圖和頻譜圖

3 汽流激振問題處理過程

3.1 首次配汽曲線調(diào)整

鑒于機組負荷升至950 MW 左右時出現(xiàn)激振問題，無法實現(xiàn)機組滿負荷工況運行，結(jié)合振動變化趨勢，利用機組停運消缺機會，調(diào)整1號軸瓦頂隙 （2號瓦頂隙安裝值為設(shè)計下限，未進行調(diào)整），并對CV4開度曲線進行相應(yīng)調(diào)整。將這一配汽曲線調(diào)整方案，定為方案二。

（1）將1 號軸承頂隙由0.55 mm 調(diào)整至0.50mm （設(shè)計值為0.47～0.62mm）。

（2）微調(diào)整CV4開度曲線，首次修改后機組的配汽曲線如圖5所示。

再次啟動后，當(dāng)負荷升至800 MW 時，振動曲線開始發(fā)散，DEH 綜合指令為88%，CV1～CV4開度分別為70%、53%、54%、15%。

圖5 首次修改后機組配汽曲線

本次調(diào)整雖對CV4開度曲線進行了簡單修改，但機組存在的激振問題仍未得到有效解決。因此，降低機組負荷，將CV1與CV4開度曲線對換，曲線修改后機組負荷可以升至1000 MW。CV1與CV4曲線對換后機組滿負荷工況運行參數(shù)：機組負荷，1000 MW；主汽壓力，25.2 MPa；主汽溫度，600℃；機組背壓，4.5kPa；循環(huán)水溫，14.2℃；潤滑油溫，40.2℃；綜合指令，91.9%；CV1開度，28.4%；CV2開 度，72.9%；CV3開 度，73.9%；CV4開度，93.0%。CV1與CV4開度對換配汽曲線 （方案二）如圖6所示。

3.2 第二次配汽曲線調(diào)整 （方案三）

通過對換CV1與CV4開度曲線，機組可以實現(xiàn)滿負荷運行，但機組運行狀態(tài)仍不穩(wěn)定，低負荷工況振動波動較大；高負荷工況，如主汽參數(shù)過低，CV1開度大于35%時，仍會出現(xiàn)汽流激振問題。CV1開度大于35%時，出現(xiàn)激振的振動變化曲線如圖7所示。

為進一步優(yōu)化汽輪機軸系運行狀態(tài)，對機組配汽曲線再次進行調(diào)整。在原設(shè)計配汽曲線基礎(chǔ)上，將CV1與CV2、CV3與CV4開度曲線分別進行對換，對換后的配汽曲線如圖8所示。機組配汽曲線調(diào)整后，試升負荷至870 MW 時，汽流激振問題再次出現(xiàn)，重新將機組配汽曲線恢復(fù)為修改前狀態(tài)（方案二狀態(tài)），機組負荷升至1000 MW 正常。

圖6 CV1與CV4開度對換配汽曲線 （方案二）

圖7 CV1 開度大于35%時，出現(xiàn)激振的振動變化曲線

圖8 CV1 與CV2、CV3 與CV4開度曲線分別對換后的配汽曲線 （方案三）

3.3 最終配汽曲線優(yōu)化調(diào)整 （方案四）

隨著夏季的到來，循環(huán)水溫度逐漸升高，汽輪機排汽壓力也隨之升高。在其他參數(shù)不變情況下，同負荷DEH 綜合指令相對增大，機組950MW 工況對應(yīng)DEH 綜合指令約在32%，滿負荷運行DEH 綜合指令將達到36%。因此，機組未徹底解決的高負荷工況汽流激振問題重新出現(xiàn)。為徹底解決激振問題，恢復(fù)機組出力，在機組運行時使用配汽曲線 （方案二）基礎(chǔ)上進行優(yōu)化調(diào)整。

圖9 機組最終優(yōu)化配汽曲線 （方案四）

調(diào)整分為兩步：第一步，將CV1開度曲線完全調(diào)整為CV4設(shè)計曲線，即將85%綜合指令對應(yīng)CV1全關(guān)，恢復(fù)為90%綜合指令下全關(guān)，以改善500～700 MW 負荷段1、2號瓦振幅波動問題；第二步，將CV1最大開度限制為35%，以解決機組在高負荷工況出現(xiàn)的汽流激振問題。機組最終優(yōu)化配汽曲線如圖9 所示。由于CV1最大開度限制為35%，機組在設(shè)計主汽參數(shù)下最高負荷為980 MW。為實現(xiàn)滿負荷工況運行，通過設(shè)定0.3 MPa滑壓偏置的方法，人為提高主蒸汽參數(shù)，使機組達到額定出力1000 MW。

4 汽流激振原因分析與處理

4.1 汽流激振原因分析

從汽流激振的故障源來說，是由于轉(zhuǎn)子與汽缸中心偏差，從而產(chǎn)生了兩種激振力，一是密封腔室內(nèi)徑向壓力分布不均；二是轉(zhuǎn)子徑向扭矩不平衡。

4.2 汽流激振的消除措施

根據(jù)汽流激振的機理、軸系穩(wěn)定性理論和處理蒸汽激振的實踐，消除汽流激振的措施可從以下兩方面著手：一是限制產(chǎn)生激勵條件，即消除或減小激振力；二是增加阻尼，即主要是增加軸承的阻尼。這些措施具體如下：

（1）改變軸承設(shè)計，采用穩(wěn)定性好的軸承，如可傾瓦軸承。

（2）改變汽輪機轉(zhuǎn)子和汽缸中心位置，包括徑向和軸向位置。如適當(dāng)增大葉頂汽封的徑向間隙，減小軸向間隙。

（3）采用先進的汽封結(jié)構(gòu)，使軸封成錐形設(shè)計，高壓進口側(cè)齒尖間隙小，低壓排出側(cè)齒尖間隙大。

（4）改變調(diào)節(jié)閥門開啟順序。

（5）縮短轉(zhuǎn)子跨距，提高轉(zhuǎn)子臨界轉(zhuǎn)速。

（6）改變軸承參數(shù)，如軸瓦間隙、潤滑油黏度、進油壓力和溫度、軸承比壓等。

（7）提高機組的安裝和檢修質(zhì)量，防止因檢修不當(dāng)造成的轉(zhuǎn)子在汽缸中發(fā)生較大的偏斜。嚴(yán)格控制軸系揚度、軸瓦緊力等，確保軸承在各種負荷下具有良好的穩(wěn)定性。

4.3 機組汽流激振問題分析及解決思路

鑒于該機組新投產(chǎn)，短期內(nèi)無大修計劃，因此對汽缸內(nèi)部間隙情況無法進行檢查、調(diào)整。為解決汽流激振問題，先后對機組配汽曲線進行了3次較大調(diào)整，通過3種配汽方案，嘗試了蒸汽力3個方向作用在高壓轉(zhuǎn)子上，對機組振動產(chǎn)生的不同影響。各方案機組運行參數(shù)及振動情況見表1。

對3種配汽方案進行總結(jié)，具體如下：

方案一：原設(shè)計曲線。高負荷工況CV4開度較小時，其高壓轉(zhuǎn)子受力方向為左下方。

方案二：CV1與CV4開度曲線對換。高負荷工況CV1開度較小時，其高壓轉(zhuǎn)子受力方向為右上方。

方案三：CV1與CV2、CV3與CV4開度曲線分別對換。高負荷工況CV3開度較小時，其高壓轉(zhuǎn)子受力方向為右下方。

圖10 3種配汽方式高壓轉(zhuǎn)子受力方向

3種配汽方式高壓轉(zhuǎn)子受力方向如圖10所示。

機組在采用方案二配汽方式時，可實現(xiàn)滿負荷運行，但500～700 MW 負荷工況下2號瓦振幅有波動現(xiàn)象，700 MW 以上負荷振動相對較為穩(wěn)定，特別是夏季工況CV1開度大于35%時，仍會激發(fā)振動。采用方案二的配汽方式負荷與振動變化關(guān)系曲線如圖11所示。機組采用方案一和方案三兩種配汽方式，低負荷下振動較穩(wěn)定，但當(dāng)機組負荷升至850 MW 以上時，振動逐漸發(fā)散或振動突然增大，無法實現(xiàn)滿負荷運行。

圖11 采用方案二的配汽方式負荷與振動變化關(guān)系曲線

對比CV1與CV4開度曲線對換過程中 （方案二修改過程），1、2、3 號軸振測點處的軸頸位移（見圖12）：1號軸頸向右移動約20m，2號軸頸向右上方移動約84 m，3 號軸頸向左下方移動約18m。高壓轉(zhuǎn)子在蒸汽力作用下偏向右上方，此配汽方式機組可實現(xiàn)滿負荷運行，說明該機組汽流激振問題主要出在高壓缸內(nèi)動靜部分徑向間隙不均，即上部間隙偏大。方案二配汽方式，使高壓轉(zhuǎn)子偏上部運行，促使其徑向間隙趨于均勻，避免其不平衡蒸汽力引發(fā)的激振。

圖12 CV1與CV4開度曲線對換過程中各軸頸位移圖

采用方案二配汽方式，低負荷工況下1、2號振幅波動，主要由于機組為定-滑-定運行方式，低負荷工況蒸汽參數(shù)相對較低，且此負荷段對應(yīng)綜合指令小于85%；CV2、CV3、CV4相對高負荷工況開度較小，CV1也有一定開度，蒸汽向右上方作用在高壓轉(zhuǎn)子上的力相對較小，轉(zhuǎn)子無法穩(wěn)定在偏右上部位置運行；2號瓦振動曲線相對發(fā)散，且有一定量的汽流激振出現(xiàn)的低頻 （25 Hz）振動 （見圖13）。為解決低負荷高壓轉(zhuǎn)子低頻振動，以及夏季工況高負荷易發(fā)生汽流激振問題，對方案二的曲線進行優(yōu)化，使CV1全關(guān)曲線滯后，以減小500～700 MW 負荷段CV1的開度，降低CV1對應(yīng)噴嘴作用在高壓轉(zhuǎn)子向下的力，提高機組在此負荷段運行的穩(wěn)定性。同時，高負荷工況 （＞850 MW）CV1開度相對方案二也有所減小，有效控制了高負荷工況汽流激振的發(fā)生。

圖13 2號瓦不同負荷軸心位置及瀑布圖

表1 四種方案機組運行參數(shù)及振動情況統(tǒng)計

5 結(jié)論

通過調(diào)整汽輪機組配汽曲線，改變閥門開啟順序及開度的方法，使機組汽流激振問題得到了有效控制。同時，根據(jù)不同配汽方式對高壓轉(zhuǎn)子軸心位置的影響，結(jié)合機組振動變化趨勢，對不開缸情況下汽缸內(nèi)動靜間隙偏差有一個初步判斷，為機組大修徹底解決汽流激振問題，提供了數(shù)據(jù)參考。

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