CPR1000技术核电机组高频振动故障诊断与处理

杨毅，高庆水，张楚，刘石，杜胜磊，李力

(广东电网有限责任公司电力科学研究院，广东 广州510080)



CPR1000技术核电机组高频振动故障诊断与处理

杨毅，高庆水，张楚，刘石，杜胜磊，李力

(广东电网有限责任公司电力科学研究院，广东 广州510080)

摘要：针对CPR1000技术半转速核电机组汽轮机在调试期间出现瓦振超标，存在大比例振动幅值波动的高频成分，通过大修前振动试验、大修中模态测试、高频激振力来源辨识等试验分析，判断该机组瓦振高频振动故障是3号进汽管道内的不稳定汽流激振力经进汽管道、汽缸传递至轴承箱引发轴承箱盖不稳定共振所致。根据振动故障诊断分析结果，通过优化调节汽门的开启程序和方式，改变管道内汽流的状态参数，使得瓦振大幅降低至优良水平；从阻隔高频激振力的传递路径、瓦振测点位置选择等方面对机组瓦振安全性进行评估，并提出了改进方案。

关键词：核电机组；高频振动；振动试验；不稳定共振

按振动故障频谱特征，振动故障一般可分为低频振动、普通强迫振动(以工频为主)、高频振动。从当前研究结果及工程实践来看，汽轮发电机组的高频振动故障一般来源于电磁激振、转子裂纹、齿轮故障、严重碰摩和不对中等[1-4]。高频振动故障在大型发电机组上时有发生，除少部分是上述原因引起外，大多数故障源难以查明或消除。在确保转子与静止部件不发生严重摩擦的前提下，国内火电机组遇到类似问题时大多采取对高频成分滤波的处理方式[5-6]，但目前尚未发现有关核电机组遇到类似故障的报道。

本文以某核电站两台新建CPR1000技术核电机组为对象，对其高频振动故障测试、分析、处理方法等进行总结，提出了一些结构设计方面的建议。

1设备概况及整组启动振动情况

某核电站采用中广核集团具有自主品牌的CPR1000技术，其1、2号机组汽轮机为上海汽轮机有限公司引进德国Siemens技术生产的国产HN1000-6.4型核电半转速汽轮机。机组以瓦振信号作保护，以轴振信号为参考，瓦振信号由排布安装在轴承箱右45°方向(从汽轮机往发电机看，后文中提到的测点安装角度都是以汽轮机看发电机定义)的速度传感器采集。

1号机组于2013年12月28日首次冲转到额定转速1 500 r/min，冲转过程中，1、2、3号瓦瓦振偏大，其中1号瓦的振动超过10 mm/s，接近保护动作值10.5 mm/s。技术人员进行了多次检查和处理，但收效甚微，在后续多次冲转、并网等过程中，机组1、2、3号瓦的振动在冲转过程及低负荷工况下仍然超标，甚至发生了几次汽轮机振动大跳闸事件。

测试结果显示，瓦振(如没有特别说明，均指1、2、3号瓦瓦振)偏大主要是频谱中含有较大比例的高频分量。因短时间内未能查明异常振动来源，为保证工程进度，将振动保护跳机时间由0.1 s延至1 s，将振动信号频率采集范围由10～500 Hz缩小为10～300 Hz，机组方可开展下一步调试工作。

随后，2号机组在调试阶段也出现了相同的振动故障，CPR1000技术的2台机组都遇到瓦振因高频振动超标，严重影响设备的安全性及工程进度。由于设备厂家没有可供参考的案例及解决方案，出版文献中也鲜见核电或火电机组相关高频振动故障的报道，给问题的解决增加了难度。

2振动试验分析

由于核电机组对安全性的要求极为苛刻，滤波只能是一种临时手段，高频振动故障必须彻底解决。为了分析高频振动来源，保障机组安全稳定运行，利用机组检修的机会，对机组的振动特性进行了全面测试，包括启停机、升降负荷过程振动测试，轴承箱振动特性试验，轴承箱盖固有频率测试，汽轮机平台激振力传递路径识别等试验。

2.1启停机和升降负荷过程振动测试

针对机组瓦振大，且主要发生在冲转及低负荷功率平台的特点，对机组大小修的启停机和升降负荷过程中振动变化情况进行全面的测试。从测试结果来看，机组振动故障特征具有较好的重复性；现场检查发现，缺陷处理前后仅振动幅值略有变化；在测试过程中还发现，轴承箱盖45°方向与轴承箱中分面振动差别较大，在轴承箱盖上附加质量后可明显降低前者的振动，但对后者的影响不明显。

2.2轴承箱振动特性试验

在机组启停机和升降负荷过程中，对瓦振异常的1、2、3号瓦对应的轴承箱进行了振动特性试验。采用便携式振动测试仪表测量轴承箱不同位置的振动，具体测点布置及1号轴承箱各测点在370 MW负荷状态下的振动如图1所示。

图1　轴承箱振动特性试验结果

从图1可以看到，轴承箱上测点的振动较小，基本都小于1.5 mm/s，而轴承箱盖上测点的振动较大，其中以左45°和右45°方向两个测点的振动最大。频谱分析显示，轴承箱盖上测点的振动工频分量很小，高频分量占比很大，高频分量中以470 Hz左右的分量为主；而轴承箱上其他测点的振动较小，主要是工频分量。

2.3轴承箱盖固有频率测试

利用机组小修的机会，对存在振动故障的1、2、3号瓦所在轴承箱进行试验模态分析，并对4、5、6号瓦所在轴承箱也进行测试，以方便比较。

试验采用锤激法，单点激励，多点响应，由力锤敲击轴承箱产生激励信号，加速度传感器拾取响应信号，经数据采集分析系统处理分析得到频响函数，从而识别出轴承箱固有频率[7]。测试是在盘车状态下进行，测得各轴承箱盖频响函数的峰值对应频率基本相同，1、4号瓦轴承箱盖的测试结果如图2所示。

(a)1号瓦处轴承箱盖测点频响函数

(b)4号瓦处轴承箱盖测点频响函数图2　锤击法测试得到的轴承箱盖频响函数

从测试结果可知，轴承箱盖的频响函数最大值对应的频率约470 Hz，与高频振动主频率一致。

2.4激振力传递路径识别试验

通过对上述试验数据的分析，基本排除了高频振动激振力来源于转子的可能。利用机组大小修的启停机机会，在轴承座台板、猫爪、进汽管支吊架横梁及进汽管道等高频激振力可能传递的路径上布置传感器后进行激振力传递路径识别试验，以追踪瓦振的高频分量激振力来源。

识别试验结果表明：3、4号进汽管道及支吊架振动与轴承箱振动趋势具有同步性，并网后都随着负荷升高而增大，负荷超过80 MW后随负荷增加而减小，负荷超过500 MW以后振动趋于稳定，并最终保持在良好范围；3号进气管道振动较大，测得的振动峰值超过80 mm/s。大修后启动过程3号进汽管道的振动趋势及其频谱曲线如图3、图4所示(因管道振动过大将传感器振落，振动趋势图中出现间断)。并网升负荷过程中各测点工频分量基本保持稳定，振动变化主要是由高频分量波动引起，高频分量具有波动性，如图4所示。

图3　大修后启动过程3号进汽管道振动趋势

图4　3号进汽管道振动频谱曲线

3振动故障诊断及处理建议

3.1振动特征

综合历次测试和各项试验可知，1、2、3号瓦的振动具有以下特征：

a)瓦振与负荷表现相关性。在低负荷区间，振动随负荷升高而增大，且伴随着一定的波动，在负荷为80 MW时达到峰值；负荷进一步增加时，振动随负荷增加而减小，振动波动量也随负荷的增加而减小；负荷超过500 MW以后振动趋于稳定，并最终保持在良好范围。瓦振的频谱特征、波动特性以及与负荷的相关性都表现出良好的重复性。

b)机组轴承箱不同位置的振动特性差异明显。低负荷工况下，瓦振测点振动超标时，轴承箱中分面振动保持在优良范围内，前者以高频分量为主，且随高频分量的变化而波动，而后者以工频为主，受高频分量影响较小。

c)瓦振及汽轮机平台各测点在不等的频带宽度范围内存在连续谱，振动幅值和振动主频率波动不定。轴承箱盖45°振动存在连续谱的频段为425～525 Hz，振动主频率约470 Hz。

d)进汽管道及支吊架振动与轴承箱、汽轮机平台及猫爪振动趋势具有同步性，其中3号进汽管道在并网升负荷过程中的振动峰值超过80 mm/s；频谱分析显示3、4号进汽管道的振动在425～550 Hz和750～1 000 Hz内存在连续谱，振动主频率及幅值不稳定。

3.2故障诊断

3.2.1振动性质

通过现场加装测点比对，可以确定机组瓦振测点在低负荷状态下振动偏大是真实的，异常振动具有振动幅值和振动主频率波动不定及连续谱两大特征，从振动性质来说属于随机振动[8]。

3.2.2支撑刚度分析

引起机组振动大的故障原因有两个，一是动刚度不足，二是激振力过大。支撑动刚度由结构刚度、共振、连接刚度3个要素组成[3-4]。在1 500 r/min空载状态和高负荷状态下，机组1、2、3号瓦测点振动良好，可以排除结构刚度不足和工作转速下共振的可能。现场检测轴承箱连接刚度发现各点差别振动均正常，由此可以排除连接刚度异常造成振动增大。即机组1、2、3号瓦测点振动在低负荷下振动偏大是激振力增大所致。

3.2.3激振力分析

在并网升负荷过程中，机组轴振始终稳定且维持在优良水平，轴振频谱中未出现约470 Hz的高频振动分量，可排除轴承箱高频激振力来源于转子的可能，即高频激振力是由外界传递至汽轮机本体的。

在低负荷状态下，振动随负荷变化而变化，打闸停机后，调门全部关闭，轴瓦振动迅速下降，从运行上来看，只有各调门开度变化这一因素改变了进汽量，即管道汽流力是一个重要的相关变量；另一方面，现场测试结果表明，进汽管道的振动与机组轴承箱盖的振动趋势具有一致性和同步性，且都存在不稳定波动，不稳定振动连续谱的频谱范围也基本相同，说明进汽管道和轴承箱盖的高频激振力来源相同，可以确定机组轴瓦高频振动的激振力来源于不稳定汽流力。

3.2.4激振力及传递路径分析

不稳定汽流力经进汽管道、汽缸传递至轴承箱盖。在低负荷状态下，不稳定汽流力高频分量主要分布在425～550 Hz和750～1 000 Hz两个频段范围，不稳定汽流力经进汽管道、汽缸传递至轴承箱盖上，其中的470 Hz成分引发轴承箱盖不稳定共振；由模态测试结果可知，轴承箱盖在470 Hz附近存在固有频率，对频率为470 Hz的激振力非常敏感，且轴承座截面左45°和右45°位置对应该阶模态振型的反节点，进一步放大了频率为470 Hz激振力作用时的瓦振测点位置的振动[7]。这就较好地解释了轴承箱分面在机组瓦振超标时，振动依然保持在优良水平，以及试验人员站立在轴承箱盖上可显著降低瓦振的原因。负荷高于500 MW时，不稳定汽流力很小且高频分量基本观察不到，瓦振降低至优良范围，高频分量也随之消失不见。

3.3处理建议

根据以上故障诊断分析结果，提出以下建议：

a)降低激振源是最根本的措施。测试结果表明，3号进汽管道在低负荷状态下的振动偏大，明显高于其他进汽管道，是机组瓦振超标的直接激振力来源。

流体管道的激振力通常来源于两个方面，一是动力机械，二是流体压力脉动。机组3号进汽管道振动与负荷有关，即与进汽量有关。因此，可以确定振动超标是不稳定汽流脉动引起的，可考虑的解决方案包括改善管道内的汽流状态参数及改变蒸汽管道的几何配置情况[9]。

从现场可操作性方面考虑，建议通过优化改变调节汽门的开启程序和方式，改变管道内汽流的物理参数，以降低进汽管道不稳定汽流力。对比振动测试结果及阀门开度曲线可知，机组1、2、3号瓦振动及3号进汽管道在负荷为80 MW时达到最大，此时调门GV1、GV2、GV3、GV4的开度分别为0.80%、0.75%、6.56%、0.61%。经多方论证与核算，决定对Siemens给定的阀门开度曲线进行适度修改，将低负荷状态下GV1、 GV2、GV4的开度增大为1.76%、1.65%、1.72%，同时将GV3的开度减小至4.46%，以使各蒸汽管道进汽更加均匀。

此外，从设计方面考虑，在管路中设置集箱、空腔缓冲器、滤波缓冲器或蓄压缓冲器等，也能降低不稳定汽流力，但难度较大，成本较高[9-10]，建议在优化配汽方式效果不明显之后再行实施。

b)降低传递至轴承箱上的激振力。由于汽流激振力难以彻底消除，建议降低管道振动，减小由进汽管道传递至轴承箱上的力。根据蒸汽管道振动分析及现场实际情况，采取在确保管道热膨胀正常和管道系统应力合格的前提下，在管道适当位置设置刚性约束，如固定支架、导向支架、滑动支架或限位装置，必要时设置阻振器或阻尼器[11-15]；另外，在蒸汽管道与基础之间设立隔振装置，可从传递路径上阻隔汽流激振力的传递，降低低负荷下的瓦振。因检修工期紧张，建议在下次大修中实施。

c)开展瓦振安全性评估。机组瓦振测点反映的是轴承箱盖的振动，不能代表轴承座的真实振动，尤其是在低负荷状态下的振动超标，仅是测点位置及附近的局部小范围超标。建议将瓦振测点安装到轴承座上，以了解其真实振动。从测试结果分析，机组可在额定工况长期安全稳定运行，但3号进汽管道在低负荷工况下振动已超标，应尽快解决，具体可参考前述所列措施。

4处理效果

根据振动故障诊断结果制定了解决方案，因检修工期紧张且厂家技术人员未能及时到位，方案未能在1号机组上实施。2号机组正处调试阶段，冲转过程也遇到与1号机组相同的振动故障，实施了方案中提出的优化配汽后，2号机组进汽管道和瓦振测点的振动明显好转，机组不采取滤波的方式即可成功冲转升速、并网带负荷；3号进汽管道优化前、优化后的振动分别为76 mm/s、32 mm/s；1号瓦优化前、优化后的瓦振分别为11.5 mm/s、4.3 mm/s；

5结束语

通过测试和分析，确定了CPR1000技术半转速核电机组瓦振超标的原因，是不稳定汽流激振力传递至轴承箱引发轴承箱盖不稳定共振所致，可通过优化配汽方式对其进行有效抑制。从现场实际情况来看，机组瓦振测点并不能真实反映轴承的真实振动，从安全性角度考虑，应对测点位置选择进行优化。由于该核电厂的1、2号机组为该型号的首批机组，且先后出现相同振动故障，不排除该型机组存在家族性设计缺陷。

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杨毅(1987)，男，湖南湘潭人。助理工程师，工学硕士，主要从事电力设备振动测试、故障诊断与处理工作。

高庆水(1983)，男，山东济宁人。高级工程师，工学硕士，主要从事转子动力学和汽轮发电机组振动方面的工作。

张楚(1985)，男，江苏徐州人。工程师，工学硕士，主要从事大型旋转机械振动分析、故障诊断以及现场动平衡方面的工作。

(编辑钟美玲)

Fault Diagnosis and Processing on High Frequency Vibration of CPR1000

Nuclear Power Unit

YANG Yi, GAO Qingshui, ZHANG Chu, LIU Shi, DU Shenglei, LI Li

(Electric Power Research Institute of Guangdong Power Grid Co., Ltd., Guangzhou, Guangdong 510080, China)

Abstract：In allusion to the problem of superstandard bearing vibration of steam turbine of CPR1000 half- speed nuclear power unit in commissioning period which may cause high frequency with high range vibration amplitude fluctuation, experimental analysis on vibration experiment before overhaul, mode testing in overhaul, identification on high frequency exciting force source, and so on is carried out to judge reason for high frequency vibration fault of the unit bearing vibration is unsteady resonance of bearing box cover caused by unsteady steam exciting force in No.3 steam pipe flowing through steam pipe and cylinder stator to the bearing box. According to fault diagnosis analysis results, it is proved to be able to greatly reduce bearing vibration to fine level by optimizing open program and mode of steam regulating valve and changing state parameters of gas flow in the pipe. In terms of transferring path of obstructing high frequency exciting force and selection for testing point position of bearing vibration, security of unit bearing vibration is evaluated and improvement scheme is proposed.

Key words：nuclear power unit; high frequency vibration; vibration experiment; unsteady resonance

作者简介：

中图分类号：TH113.1

文献标志码：A

文章编号：1007-290X(2016)01-0022-05

收稿日期：2015-09-16修回日期：2015-11-10

doi:10.3969/j.issn.1007-290X.2016.01.005