国产600 MW超临界汽轮机变工况下振动研究

郝润田

(大唐彬长发电有限责任公司， 陕西咸阳 712000)



国产600 MW超临界汽轮机变工况下振动研究

郝润田

(大唐彬长发电有限责任公司， 陕西咸阳 712000)

摘要：以某国产600 MW超临界空冷汽轮机组为例，分析了汽轮机冲转、变负荷、滑参数停机等几种典型变工况下的振动变化，并提出了振动控制的要点。

关键词：超临界； 汽轮机； 振动； 变工况

汽轮发电机组是发电厂的重要组成部分，对转动机械来说，微小的振动是不可避免的，振动幅度不超过规定标准的属于正常振动[1-2]；但强烈的振动会加剧系统动静摩擦，形成恶性循环，加快设备损坏。引发振动增大的原因有很多，安装设计不规范或不合理、滑销系统卡涩、转子或汽缸膨胀不均、动静间隙过小、汽水激振、发电机局部过热等均会引起不同程度的振动，其中汽流激振、转子不平衡、转子热变形、轴承间隙不合适和摩擦振动等是目前引起汽轮机组异常振动的主要原因[3]。因此研究汽轮机变工况下振动的变化对于加快机组启动和机组的安全运行都具有十分重要的意义。

笔者针对国产600 MW超临界空冷汽轮机在机组冲转、滑参数停机、变负荷等几个典型变工况过程中的各轴承振动变化进行对比分析，观察其轴承振动情况，提出了相应过程中振动控制的要点。

1机组概况

某汽轮机组型号为TC4F-26(24.2 MPa/566 ℃/ 566 ℃)，型式为超临界、单轴、一次中间再热、高中压合缸、三缸四排汽、直接空冷凝汽式。设计额定功率为630 MW。汽轮机总级数为38级，高压转子为8级，其中第一级为调节级，中压转子为6级，低压转子为2×2×6级。汽轮机高中压缸为合缸结构，两个低压缸均为双流反向布置并采用落地轴承座。高、中压缸均采用通孔螺栓连接方式，无法兰螺栓加热装置。

汽轮发电机组轴系中除1、2号轴承采用可倾瓦式轴承，其余均采用椭圆形轴承。推力轴承位于高中压缸和低压A缸之间的2号轴承箱内，采用倾斜平面式双推力盘结构。高中压缸的膨胀死点位于2号轴承座，低压A缸、低压B缸的膨胀死点分别位于各自的中心附近。死点处的横销限制汽缸的轴向位移；同

时，在前轴承箱及两个低压缸的纵向中心线前后设有纵销，引导汽缸沿轴向自由膨胀而限制其横向跑偏。监视振动的仪表和监视系统主要包括框架、电源、系统监视器和其他监视器及配套传感器[4]。

2变工况下振动变化分析

笔者研究变工况下机组振动的影响，主要针对汽流变化、热力原因造成的动静碰摩等因素对机组振动的影响。机组设计正常启动方式为中压缸启动。中压缸启动时按冲转时的中压缸进汽口汽缸内壁金属温度可分为：

(1) 极冷态： 缸温<150 ℃。

(2) 冷态： 缸温≤305 ℃。

(3) 温态： 305 ℃<缸温≤420 ℃。

(4) 热态： 420 ℃<缸温≤490 ℃。

(5) 极热态： 缸温>490 ℃。

2.1 汽轮机冲转

不同工况下，选取参数不一，推荐冲转参数见表1。

表1　汽轮机冲转参数

注：1)点火到满负荷；2)转速在1 500 r/min。

整个冲转过程中，主参数应保持稳定。汽轮机采用中压缸自动启动方式的过程为：首先开启1、2号中联门，以100 r/min的升速率，将转速升至200 r/min，进行摩擦检查；摩擦检查结束后进行中速暖机，1～4号高调门开启，以100 r/min的升速率将转速升至400 r/min，由DEH锁住并保持3 min；然后1、2号中联门开启，冲转至1 500 r/min，然后进行中速暖机4 h，若是温态、热态或极热态则可不用进行中速暖机；待中速暖机结束后，1～4号高调门关闭， 1、2号中联门逐渐开大，以100 r/min的升速率，升速至目标转速3 000 r/min，在经过临界转速(1 722～1 849 r/min)时，升速率自动加至300 r/min。不同工况下，该机组冲转升速过程中各轴承振动的变化不同，其曲线见图1～图5。

由机组冲转过程中的振动曲线可见：

(1) 汽轮机冲转过程中，机组各轴振动集中出现过两次较大波动，第一次是在冲转初期，转速在20～1 000 r/min，第二次是在汽轮机转速经过轴系临界转速区期间，转速为1 500～2 000 r/min，此后各轴瓦振动变化均趋于稳定。

(2) 随着缸温的增加，轴系振动会逐渐减少，即冷态(极冷态)启动过程中轴系振动最大，热态(温态、极热态)启动过程中轴系振动最小。

(3) 各轴瓦振动变化趋势不一，其中，3X、3Y、4X、5X、5Y、6X、6Y、8Y向振动在经过轴系临界转速区后都呈上升趋势，其余轴瓦振动方向均呈下降趋势。3～6号轴承所处部位运行工况类似，从而轴承振动情况应类似，而4Y方向振动与其余方向振动不一致，应与该处轴承本身特性(如安装设计、滑销系统等)相关，8号轴振类似。2、3、6、7号轴承振动略高于汽轮机其他轴承，特别是7号，其中2、7号轴振经过1 500 r/min中速暖机后，有所好转。这4个轴承之间采用联轴器连接，轴承振动有一定的相似性，但是6Y向振动明显低于其余向振动，应与其本身特性(如安装设计、滑销系统等)有关。

(4) 2X、2Y向轴振曲线在冷态(极冷态)和热态(温态、极热态)工况时有明显差别，在机组冲转初期振动较大，而随着冲转过程的继续，振动逐渐好转。分析原因应为冷态时缸温与再热汽温偏差较大，导致动静部分膨胀不一，极有可能造成短时动静碰摩，加之机组中压缸启动初期，2号轴承受轴向推力最大，从而影响到轴承振动。3Y、4Y、5X、8X向轴振在冷态工况时变化曲线与其他也有区别，但是从原则上来讲，极冷态与冷态工况下振动情况区别不大，故而应视为个别现象，无可比性。其余各轴承变化相对平稳且分明。

(5) 经过轴系临界转速区时，各轴振变化方向不一，其中2Y、3X、7X向振动发生了平衡恶化，而一般能造成转子平衡恶化的原因有：①转子发生热弯曲；②转子上存在活动部件[5]。

从上述图中难以得知具体原因，继续加负荷观察(见图6)。由图6可见：当负荷加至接近300 MW后，各轴振动才有所好转，特别是2Y、3X、7X向等处，可见转子平衡恶化的原因应为局部发生热弯曲导致，随着负荷的增加，转子热弯曲现象有所好转。

2.2 滑参数停机

为使检修提前开工，缩短检修工期，常常采取滑参数方式停机的方式，全开主汽门及调门，逐渐减少燃料量，保证蒸汽温度、压力平稳下降以降低汽缸温度，又常称之为深度滑停。但有时仅为调峰，并无必要的检修工作，停机时间不长，因深度滑停时，汽轮机末级叶片工作环境恶劣，危险性较高，故常采用非深度滑停，即只滑压不滑温的方式。图7为该机组深度滑停过程中各振动变化曲线，图8为该机组非深度滑停过程中各振动变化曲线。

由图7可见：机组振动在负荷250 MW(锅炉干湿转态负荷区域)左右时，机组振动发生了明显的波动。而由图8可见：机组振动在350 MW左右时发生了明显的变化。究其原因主要为：深度滑停过程中，主再热汽温度与压力匹配，蒸汽温度下降幅度较大，过热度较低，但汽缸

温度也随之下降，三者能够达到匹配要求，故机组振动仅在转态时(锅炉转态时，汽温将产生较大的波动，对机组胀差及振动有一定的影响)发生了较大波动。而观察非深度滑停，由于并非刻意降温，汽温过热度较高，导致汽缸与转子膨胀不匹配等，进一步导致机组振动在未转态前就已发生大幅波动。另外，同样在经过轴系临界转速区时，各瓦振动发生了剧烈变化。

2.3 变负荷过程

负荷变动时，蒸汽流量不断变化，叶片受不均衡的气体来流冲击发生汽流激振，从而使得机组振动发生明显变化。正常运行中加减负荷时，机组振动变化曲线见图9、图10。

汽流激振有两个主要特征：一是应该出现大量的低频分量；二是振动的增大受运行参数(如负荷)的影响明显，且增大应该呈突发性[6]。由图7、图8可见：负荷在300～600 MW变化过程中，机组振动变化情况相对平稳，但是随着负荷的变化，当到达某一特定负荷(550 MW和610 MW左右)时，机组振动发生了相对明显的波动，而离开这一负荷，振动便趋于平稳。

3应对措施

通过观察分析，可得出机组振动发生大幅变化的工况主要为：冲转时汽轮机运行方式转变期

间、临界转速期间、锅炉转态期间、发生汽流激振的特定负荷期间。而针对不同工况下的振动变化应采取不同的应对措施：

(1) 中压缸启动时，需要中压缸与汽温的偏差控制在合理范围，特别是再热汽温的调整。从以往的经验来看，再热汽温往往偏高，实际冲转参数往往比设计值高40～50 K，实际运行中转子膨胀较快，而汽缸膨胀较慢，再热汽温过高将加剧转子的膨胀，极有可能导致动静摩擦，从而影响转子振动。因此，控制机组冲转初期振动的主要措施在于：首先，启动前应充分暖缸和暖阀；其次，维持合理的再热汽温，尽可能减少高中压缸的冷热偏差。而再热汽温的调整主要在于对蒸汽流量的控制，因启动初期，燃烧较弱，锅炉蒸汽流量偏小，应控制燃料量的增加幅度，同时控制给水流量不应过大，适合在750～800 t/h(额定2 084 t/h，小于600.2 t/h发生MFT)。另外，还应适当地投入再热器减温水，但应注意减温站后蒸汽过热度应不小于50 K，以防蒸汽带水。

(2) 锅炉加负荷转态期间，一方面应尽量控制汽温上升(下降)速度，减少蒸汽对汽轮机的冲击，另一方面应控制汽温汽压波动情况，避免反复转态，尽量一次性通过。

(3) 面对特定负荷下机组振动容易超限的问题，如若必要，可向调度申请，尽量避开这一负荷，同时在加减负荷过程中应注意控制负荷升降速率。

(4) 滑参数停机过程中，汽温的变化对机组振动的影响较大，因此汽温的下降速率应严格按照设计曲线控制，同时保证每个下滑阶段留有充分的时间，以控制缸温与汽温的偏差。

4结语

该机组无论在哪种工况下运行时，某几处轴承的振动均高(如3X、7X向)，而且对机组工况变化较为敏感。对于此种现象，尚无法明确具体原因，还需进一步取证观察和分析，应在运行中加强监视，特别是变工况下，对比其他各轴瓦(轴承或轴瓦)振动情况，结合轴瓦处润滑油温及金属温度，综合判断是否发生异常，如有明显的平衡恶化趋势，应立即停止相关操作或降低负荷升降率；若相关参数已超限，则保护应动作，否则应手动打闸。

参考文献：

[1] 杨志强. 汽轮机异常振动的原因与排除[J]. 科技创新与应用,2012(16):99.

[2] 赵珣. 汽轮机振动大的原因分析及解决方法[J]. 中国高新技术企业，2009(16)：173-174.

[3] 李华. 火电厂汽轮机异常振动原因及处理措施[J]. 科技风,2010(13):250-253.

[4] 王玉平. 汽轮机异常振动的分析和治理[J]. 科学之友,2011(8):19-20.

[5] 牟法海,石瑞平,李铁军,等. 600 MW汽轮发电机组不稳定振动的原因分析及处理[J]. 汽轮机技术,2010,52(5):78-79.

[6] 陈祥府. 发电厂汽轮机异常振动的分析及排除[J]. 科技创新与应用,2013(3):156.

Study on Vibration Behavior of a Domestic 600 MW Supercritical Steam Turbine in Variable Modes of Operation

Hao Runtian

(Datang Binchang Power Generation Co., Ltd., Xianyang 712000, Shaanxi Province, China)

Abstract：Taking a domestic 600 MW supercritical air-cooling steam turbine as an object of study, vibration behavior of the steam turbine was analyzed in variable modes of operation, such as in run-up period, variable load operation and shutdown of sliding parameters, for which essential concerns were mentioned for control of the turbine vibration.

Keywords：supercritical unit; steam turbine; vibration; variable modes of operation

中图分类号：TK268.1

文献标志码：A

文章编号：1671-086X(2016)02-0131-04

作者简介：郝润田(1982—)，男，工程师，主要从事电厂热力系统运行、配煤掺烧燃料管理方面的研究。E-mail: runtianhao1982@163.com

收稿日期：2015-09-16