何斌，袁永強(qiáng)，郭勇，張澤濱

（東方汽輪機(jī)有限公司，四川德陽，618000）

0　引言

某電廠百萬機(jī)組系東方電氣集團(tuán)自主設(shè)計制造的新一代超超臨界機(jī)組。汽輪機(jī)型號N1050-28/600/620，超超臨界、一次中間再熱、四缸四排汽、節(jié)流配汽、凝汽式機(jī)組。機(jī)組在投運中高負(fù)荷下出現(xiàn)不穩(wěn)定的振動，與負(fù)荷極為相關(guān)，分析表明主要與汽流激振有關(guān)。許多文獻(xiàn)對于汽流激振問題進(jìn)行了研究，汽流激振力主要來自葉頂間隙激振力、汽封汽流激振力、作用在轉(zhuǎn)子上的不對稱蒸汽力[1-4]，解決措施依具體機(jī)組的情況而異。依據(jù)運行中相關(guān)檢查數(shù)據(jù)，確定了作用在高壓缸上的管道力過大造成動靜中心嚴(yán)重偏差，機(jī)組動、靜間中心跑偏是造成汽流激振的重要原因。通過調(diào)整處理后機(jī)組的不穩(wěn)定振動得到徹底解決。

1　機(jī)組結(jié)構(gòu)

汽輪機(jī)包括高壓缸、中壓缸、兩個低壓缸。高壓缸內(nèi)缸采用筒形缸結(jié)構(gòu)，高壓主汽調(diào)節(jié)閥布置在機(jī)頭側(cè)，中壓聯(lián)合汽閥布置在中壓缸中部兩側(cè)，均采用浮動支承，機(jī)組整體布置見圖1。軸系由高壓轉(zhuǎn)子、中壓轉(zhuǎn)子、低壓轉(zhuǎn)子A、低壓轉(zhuǎn)子B、電機(jī)轉(zhuǎn)子組成。轉(zhuǎn)子間采用剛性聯(lián)軸器直接連接。每根轉(zhuǎn)子受兩個軸承支承，軸承從高壓至電機(jī)端依次編號為1#～10#，1#～4#軸承為可傾瓦結(jié)構(gòu)，5#～10#為橢圓軸承，軸系布置如圖2所示。高壓缸進(jìn)汽采用節(jié)流配汽，導(dǎo)汽管呈上、下布置方式，運行時兩個主汽調(diào)節(jié)閥開度同步。

圖1　汽輪機(jī)整體布置圖

圖2　軸系布置圖

2　振動現(xiàn)象

機(jī)組在2015年1月12日第一次沖轉(zhuǎn)，定速3000 r/min時機(jī)組各測點軸振都小于75 μm，見表1。但機(jī)組升負(fù)荷過程中高負(fù)荷工況1#、2#軸振幅值多次出現(xiàn)跳躍增大，減負(fù)荷后振動幅值能回復(fù)低值，見圖3。頻譜分析顯示，主要是28.75 Hz分量幅值突增，引起軸振幅值增大，見圖4。1#、2#軸振幅值增大后，其軸心渦動軌跡有時會呈現(xiàn)反進(jìn)動。

圖3　機(jī)組負(fù)荷、1Y、2Y軸振趨勢圖

表1　機(jī)組定速3000r/mi n時各軸振數(shù)據(jù)

圖4　1Y、2Y軸振頻譜級聯(lián)圖

從機(jī)組高壓缸熱膨脹曲線看，機(jī)組熱膨脹隨主汽溫度及負(fù)荷增長變化較緩慢。1月31日檢查發(fā)現(xiàn)與右側(cè)（文中均指從汽機(jī)向電機(jī)看）導(dǎo)汽管連接的阻尼器被金屬柵格板卡死，約束了導(dǎo)汽管熱膨脹豎直向下的位移，導(dǎo)致高壓缸2#軸承箱端右側(cè)汽缸貓爪上抬?，F(xiàn)場排除該干涉點后，機(jī)組高壓熱膨脹有平緩的增長。

現(xiàn)場進(jìn)行升、降潤滑油溫試驗表明，變油溫對抑制分頻振動無作用。歷經(jīng)多次升、降負(fù)荷調(diào)試，機(jī)組方帶滿負(fù)荷，機(jī)組振動幅值不再出現(xiàn)大幅突增，1#、2#軸振幅值波動幅度減小至20 μm內(nèi)。2015年2月9日機(jī)組完成168試運。

在168試運后機(jī)組消缺期間，進(jìn)行了軸承翻瓦檢查、高壓缸兩端軸封間隙復(fù)測。1#、2#軸承頂隙分別超差0.2 mm、0.1 mm，高壓缸軸封右側(cè)間隙幾乎消失，汽缸相對轉(zhuǎn)子向左側(cè)偏移。隨后處理軸承頂隙、軸封間隙，使其在設(shè)計范圍內(nèi)。調(diào)整兩根導(dǎo)汽管水平段的恒力吊架，管道標(biāo)高上移6 mm。本次調(diào)整后，機(jī)組在負(fù)荷900 MW以上工況1#、2#軸振幅值出現(xiàn)頻繁波動，振動回復(fù)至不穩(wěn)定狀態(tài)。而后因機(jī)組運行中誤操作，機(jī)組負(fù)荷出現(xiàn)三次極大波動，被迫停機(jī)。停機(jī)后發(fā)現(xiàn)高壓缸右側(cè)前后兩個貓爪完全脫空，高壓缸右側(cè)貓爪最大間隙近0.3 mm。

3　振動分析

從機(jī)組振動特征看，振動突發(fā)與機(jī)組負(fù)荷相關(guān)，振動頻率與高壓轉(zhuǎn)子第一臨界轉(zhuǎn)頻接近，屬于汽流激振。對于節(jié)流配汽調(diào)節(jié)方式的機(jī)組，汽流激振力主要來自通流徑向密封處。激振力大小與動靜偏心密切相關(guān)，偏心度越大、功率越高汽流激振力則大。當(dāng)機(jī)組負(fù)荷增大后汽流激振力隨之增大，從而造成1#、2#軸振不穩(wěn)定。機(jī)組1#、2#軸振幅值增大后，發(fā)生嚴(yán)重的動靜摩擦，促使了軸振幅值的快速增大，軸心渦動軌跡有時會呈現(xiàn)反進(jìn)動。因此，振動突增是汽流激振與動靜摩擦耦合作用的結(jié)果，主因是汽流激振。

為減小漏汽損失，當(dāng)前超超臨界汽輪機(jī)高壓徑向間隙設(shè)計普遍偏小。該機(jī)高壓葉頂間隙小于同類機(jī)組。從實測數(shù)據(jù)反映，高壓缸動靜徑向間隙左右偏差極大，偏心度必然也大，因而，汽流激振力較大。正是嚴(yán)重的動靜中心偏差引發(fā)了汽流激振，繼而發(fā)生動靜摩擦故障。經(jīng)歷較大振動運行，小間隙位置磨大后偏心度減小，汽流激振力得以減弱。所以，機(jī)組調(diào)試期間，歷經(jīng)多次升、降負(fù)荷試驗，通過動靜磨合，有效地使機(jī)組振動趨于平穩(wěn)。但由于未解決造成機(jī)組高壓動靜偏心的關(guān)鍵因素，出現(xiàn)的異常運行狀態(tài)、不正確的調(diào)整等可能加重動靜偏心，使機(jī)組在高負(fù)荷工況下軸振再次出現(xiàn)不穩(wěn)定。

機(jī)組調(diào)試階段，發(fā)現(xiàn)導(dǎo)汽管膨脹被約束造成汽缸膨脹受阻；機(jī)組運行中誤操作后，高壓缸右側(cè)貓爪完全脫空。這些現(xiàn)象表明汽缸受到了較大作用力，導(dǎo)致熱態(tài)下汽缸中心嚴(yán)重跑偏，極大影響高壓部分動靜中心。要保證熱態(tài)下動靜間隙均勻，須分析高壓缸跑偏的主因，并有效地解決。

從運行過程的監(jiān)測數(shù)據(jù)看，排除了高壓缸異常變形與膨脹滑動面異常。為此，對管道與汽缸模型進(jìn)行受力分析，管道模型見圖5。分析表明，設(shè)計條件下管道對汽缸產(chǎn)生推力（矩）均在允許范圍內(nèi)，在各工況汽缸穩(wěn)定性校核均合格。但冷段管道支吊架安裝位移若與設(shè)計偏差較大，管道對高壓缸作用力（矩）將遠(yuǎn)大于設(shè)計限制值。冷段母管與汽缸較近，接口管道較短剛性大，冷段管道不正常位移極易對高壓缸帶來較大管道接口力。高壓排汽管2#限位支架（位于機(jī)組中軸平面上）在母管處，設(shè)計是限制排汽母管橫向位移。機(jī)組實際運行時該處限位兩側(cè)存在近10 mm的較大間隙；且冷段管道多個吊架與設(shè)計狀態(tài)偏差較大。分析認(rèn)為，過大的冷段管道力是引起高壓缸右側(cè)兩個貓爪完全脫空、汽缸跑偏的主要原因。

圖5　與高壓缸連接大管道布置圖

因此解決該機(jī)不穩(wěn)定振動問題應(yīng)從減小汽流激振力和提高系統(tǒng)阻尼兩方面進(jìn)行。一是調(diào)整軸承負(fù)荷與安裝間隙，提高軸承穩(wěn)定性。二是釋放冷段管道力，以擺正汽缸，使圓周方向的動靜間隙盡量均勻；調(diào)正冷段管道吊架及限位，避免熱態(tài)下對汽缸作用過大的管道力。

4　現(xiàn)場處理

結(jié)合機(jī)組停機(jī)時機(jī)，對冷段管道進(jìn)行處理。對高排管道割口釋放管道應(yīng)力，通過調(diào)整支吊架實現(xiàn)切口對口；擺正高壓汽缸；更換高排2#Y向限位支架，兩側(cè)球面盤并進(jìn)行加固限位支架等措施。以減小高排管對汽缸的作用力，解決汽缸貓爪脫空、動靜中心跑偏問題。

割管后高壓缸右側(cè)兩個貓爪完全落下，2#限位支架向左側(cè)水平橫向移動約5 mm，切口靠爐側(cè)高排母管向爐側(cè)位移約40 mm、向機(jī)頭位移約15 mm、向上位移約13 mm，切口處目測呈上張口狀態(tài)。同時更換了有明顯磨損的1#、2#軸承。

處理后機(jī)組振動明顯改善，高負(fù)荷工況軸振幅值仍有微小波動，但不影響機(jī)組升降負(fù)荷運行，機(jī)組額定負(fù)荷工況振動也基本穩(wěn)定，1#、2#軸振及負(fù)荷趨勢見圖6。

圖6　1Y、2Y軸振及負(fù)荷趨勢

在隨后運行中，有兩次高排管的溫度快速大幅變化，一次變化幅度50℃、一次變化幅度130℃，汽缸一側(cè)貓爪再次出現(xiàn)脫空。高排管壁溫差減小后貓爪處接觸狀態(tài)才能恢復(fù)。雖運行操作不當(dāng)，但也說明高排管與高壓缸的連接剛性較大。經(jīng)與設(shè)計院、電廠、汽機(jī)廠等各方商議，對冷段管道柔化改進(jìn)。進(jìn)一步減小管道對汽缸作用力，保證動靜中心，避免再次出現(xiàn)較大汽流激振力。改進(jìn)前后的管道布置圖見圖7。在管道柔化改進(jìn)時還采取了以下措施：

（1）修磨有明顯磨損的1#、2#軸頸，更換軸承瓦塊，保證軸承工作特性。

（2）將2#軸承標(biāo)高上抬0.15 mm，增加軸承負(fù)載，以提高軸承穩(wěn)定性。

（3）調(diào)正汽缸中心。

（4）一次動平衡加重減小1#、2#軸振基頻值。

圖7　柔化改進(jìn)前后的管道布置圖

方案實施完成后，機(jī)組一次性帶滿負(fù)荷。在機(jī)組運行過程中，各工況下機(jī)組汽缸貓爪狀態(tài)正常。機(jī)組快速升、降負(fù)荷過程高壓軸振都很穩(wěn)定。1#、2#軸振信號中低頻分量極小，無汽流自激振動現(xiàn)象。滿負(fù)荷工況1#～4#軸振數(shù)據(jù)見圖8，各軸振指標(biāo)優(yōu)良。

圖8　滿負(fù)荷工況1#～4#軸振數(shù)據(jù)圖

5　總結(jié)

（1）該機(jī)原布置高壓冷段管道與高壓缸間連接剛性大，管道限位裝置及吊架狀態(tài)異常，造成作用在汽缸上的管道力過大，引起汽缸貓爪脫空、高壓缸中心跑偏。動靜中心偏差大是造成機(jī)組汽流激振的重要原因。

（2）通過對冷段管道布置改進(jìn)，調(diào)整汽缸與轉(zhuǎn)子中心，保證高壓缸圓周方向的動靜間隙盡量均勻，減小了汽流激振力；采取保證軸承安裝間隙、增加軸承載荷，提高了軸承穩(wěn)定性；動平衡措施減小轉(zhuǎn)子不平衡振動。徹底解決了機(jī)組不穩(wěn)定振動故障，優(yōu)化了機(jī)組振動指標(biāo)。

（3）對于高參數(shù)大容量超超臨界機(jī)組，容易發(fā)生汽流激振故障，而動靜中心跑偏往往是根源。在引起汽缸不正常位移的原因中，管道對汽缸作用力是需要注意的重要因素。

（4）本文對機(jī)組高負(fù)荷工況出現(xiàn)不穩(wěn)定振動的處理方法，為類似振動故障處理有很好的借鑒與參考意義。

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