350 MW汽轮机组汽流激振故障分析及处理

马 骥，李勇红，尚海龙

(乌兰察布市宏大实业有限公司，内蒙古 乌兰察布 013650)

0 概况

某电厂2×350 MW机组汽轮机为东方电气集团东方汽轮机有限公司生产的亚临界、一次中间再热、高中合缸、单轴双排汽、直接空冷抽汽式汽轮机，型号为CZK350-16.7/538/538。

汽轮机、发电机和励磁机转子组成一个轴系，整个轴系为6个轴承支撑，所有轴承均落地布置。其中汽轮机轴承4个，发电机轴承2个，汽轮机的1号和2号轴承为可倾瓦轴承，3号、4号以及发电机轴承均为椭圆瓦轴承。

2号机组于2016年5月开始整套启动试运行。在试运期间，对各轴瓦的振动进行监测。监测发现，高中压转子1，2号轴振在大负荷期间振动很不稳定，存在较大波动，且振动的波动与高调门开度和负荷的大小关系密切。

1 振动情况及振动特征

1.1 振动情况

2016-06-13T09:40，2号机组带负荷340 MW试运时，机组1，2号轴承振动突增。振动数据如表1所示。

1.2 振动特征

机组振动出现突增属于非正常现象，通过汽轮机振动监测系统(turbine dignosis managment，TDM)调取当时机组振动出现异常前后的振动频谱，如图1，2所示。

从图1中可以发现机组振动未出现异常时，机组振动主要来源于1倍频的振动，且最高的1Y振动通频值仅为15 μm。从图2中可以发现机组振动出现异常时，机组1号和2号轴振及瓦振都是1/2倍频的振幅突增，且最高的1Y振动通频值已超过60 μm。

表1 2号机组振动数据

2 振动故障原因分析

分析2号汽轮机高中压转子1号和2号轴承在大负荷时发生的不稳定振动，可知其振动频率与转子的转速频率不符，属于低频振动。在汽轮发电机组的实际运行中，轴系产生突发性低频振动的原因主要有轴承油膜振荡和汽流激振2类。二者均属于不稳定自激振动。

油膜振荡只有在机组运行转速大于2倍转子临界转速的情况下才可能发生。当转速升至2倍临界转速时，涡动频率非常接近转子临界转速，因此产生共振而引起很大的振动。通常一旦发生油膜振荡，无论转速继续升至多少，涡动频率将始终保持为转子一阶临界转速频率。

图1 振动前频谱

图2 振动后频谱

汽流激振一般发生在大功率汽轮机的高中压转子上。当发生汽流激振时，其主要特点是振动对负荷非常敏感，且一般发生在较高负荷。通常存在1个门槛负荷，超过此负荷，会立即激发汽流激振;而当负荷降低至某一数值时，振动立即恢复正常，有较好的重复性。振动的频率与转子一阶临界转速频率相吻合。在绝大多数情况下(汽流激振不太严重)振动频率以半频分量为主。当发生汽流激振时，仅改变轴承设计并不能消除振动;只有改进汽封通流部分的设计，调整安装间隙，较大幅度地降低负荷或改变主蒸汽进汽调节汽阀的开启顺序等，才能解决问题。

该机组属于大容量、高参数、亚临界机组。1，2号瓦为可倾瓦轴承，轴瓦本身的稳定性较好；高中压转子的临界转速为1 698 r/min，工作转速为3 000 r/min，小于2倍的一阶临界转速，因此汽轮机的低频振动不属于油膜振动。而1，2号瓦不稳定振动频率(约1/2倍频)与高中压转子的临界转速一致，不稳定振动随负荷的变化特征具有较好的重复性，并且这种不稳定低频振动同时发生在高中压转子的2个轴瓦上。由此判断，机组振动是由汽流激振引起的。

3 汽流激振的情况分析

3.1 产生机理

汽流激振产生的原因主要有2个：一是由于调节阀开度以及开启顺序的原因，高压蒸汽产生了一个向上抬起转子的力，从而减少了轴承比压，使轴承失稳；二是由于叶顶径向间隙不均匀产生的切向分力，以及端部轴封内气体流动时所产生的切向分力，使转子产生了自激振动。

对2号机高压缸进汽调节阀进行阀门开度对振动影响的试验。HPGV1，HPGV2，HPGV3，HPGV4开度对1号和2号轴承振动影响的试验数据分别如表2，3，4，5所示。

表2 HPGV1开度对轴振的影响试验数据

表3 HPGV2开度对轴振的影响试验数据

表4 HPGV3开度对轴振的影响试验数据

表5 HPGV4开度对轴振的影响试验数据

3.2 分析结论

通过各个高调阀开度对机组振动影响的试验发现，将3号高调阀开度逐渐开大至36 %时，机组振动会突然增大；此时再将3号高调阀开度关小至29 %时，机组振动会突然减小。因此，判定引起2号机组振动的原因应该是3号高调阀开度在一定值时导致机组汽流激振。

3.3 处理措施

针对以上现象，在机组试运行期间将3号高调阀开度限制在34 %。采取此措施后整个试运期间机组再未出现振动突增现象，问题得以解决，机组振动保持在正常水平。

4 汽流激振处理对策

4.1 调整运行方式

高中压转子发生汽流激振与负荷有关，而最直接的关系就是高压调节阀的开启、关闭顺序和开度。因此，可采取以下几个调整方法。

(1) 2号机组发生汽流激振可通过限制3号高压调节阀开度得以控制。经DEH阀门管理组态逻辑分析得出，单阀控制下机组1—4号高调阀接受流量指令后以相同的开度开启；顺阀控制下机组先开启1，2高调阀直至全开，流量指令继续增大开启3，4号高调阀。因此，改变进汽方式(由单阀方式改为顺阀方式)可缓解汽流激振。但由于2号机组投运未达半年以上，没有对其进行进汽方式的切换。

(2) 调整高压调节阀的开启次序。根据现场观察及试验验证，减小3号高调阀的开度对抑制汽流激振有利。故可将进汽次序由“Ⅰ+Ⅱ→Ⅲ→Ⅳ”改为“Ⅰ+Ⅱ→Ⅳ→Ⅲ”，避免3号高调阀的开启。经厂家确认后，对高压调节阀的开启次序进行了调整，改为“Ⅰ+Ⅱ→Ⅳ→Ⅲ”开启次序。

(3) 由于4号高调阀与3号高调喷嘴相对，高压缸调速汽阀排列顺序如图3所示，故认为增大4号高调阀的开度对抑制汽流激振有一定的作用。表6，表7示出了高调门开启次序调整为“Ⅰ+Ⅱ→Ⅳ→Ⅲ”前后的抽振动数据，进一步验证了上述判断。

图3 高压缸调速汽阀排列顺序

表6 高调阀开启次序修改前的轴振

表7 高调阀开启次序修改后的轴振

4.2 减小汽流激振力

减小汽流激振力是消除汽流激振的根本性措施。产生汽流激振力的根源是高中压转子在汽缸中的位置存在偏斜，动叶围带汽封、隔板汽封以及轴端汽封处的间隙在圆周方向存在不均匀。这可以在停机检修时进行检查并调整。

5 结论

(1) 机组高中压转子在高负荷时发生的半频分量振动属于低频振动，其振动频率与转子一阶临界转速频率相吻合，属于汽流激振。汽流激振与机组负荷大小密切相关，有较好的重复性，可通过较大幅度地降低负荷作为消除汽流激振的应急措施。

(2) 运行中，研究并采用对机组扰动最小的调阀运行方式，使机组汽流激振得到了较大的抑制。

(3) 在制造厂家的配合下，可以考虑改变高压调节阀的进汽方式，同时修改DEH阀门管理函数曲线，使其实现较好的调节阀开启顺序和开度。

(4) 在机组检修时，尽量将转子与汽缸的间隙控制在合理范围内，并保证轴向均匀、轴封及隔板套间隙合适，防止漏气不均匀导致转子汽流激振；也可通过减小1，2号轴瓦顶部间隙，调整1，2号轴承坐标高来解决振动问题。

参考文献：

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