某660 MW机组首次冷态启动振动故障分析与处理

赵英淳，李 哲，魏志栋，程嘉其

(1.中国能源建设集团西北电力试验研究院有限公司，西安 710054；2.国家电投集团能源科技工程有限公司，上海 200233)

新建汽轮机机组由于试运环境恶劣、设备结构复杂以及机组安装水平的不同，首次冷态启动过程中易发生因动静碰磨[1]、汽轮机上下缸温差大[2]、缸体膨胀不畅[3]、润滑油油质差[4]等原因导致的振动故障，严重危害汽轮机机组的安全运行。汽轮发电机组振动故障现象和原因之间往往并非一一对应的关系，分析过程经常陷于反向推理思维，但由于现场技术人员的经验有限，推理思维不能推出事故真实原因，导致启动过程反复甚至导致事故扩大。本文介绍了某汽轮机机组首次冷态启动出现的3号瓦振动异常的问题，以及对振动故障的分析、判断和处理过程，旨在对新建机组汽轮机冷态启动过程中的振动控制提供可借鉴的思路。

1 机组设计临界转速及启动方式介绍

某电厂新建660 MW机组选用北重阿尔斯通(北京)电气装备有限公司生产的超超临界、一次中间再热、单轴、四缸四排汽、间接空冷凝汽式汽轮机。机组共设计有7个支撑轴承，其中1号瓦和7号瓦为可倾瓦，2号至6号瓦为椭圆瓦，轴承座均为落地布置，汽轮发电机组基础下方设计弹簧隔振装置。高中压汽缸膨胀死点位于中低压缸之间的3号轴承箱底部横向定位键与纵向导向键的交点处，转子膨胀死点位于推力轴承处，推力轴承布置在高压缸与中压缸之间的2号轴承箱中。机组轴系支撑图如图1所示。

图1 机组轴系支撑示意图

机组启动方式为高中压缸联合启动。汽轮机升速过程中，从盘车转速至2 000 r/min范围内，汽轮机主要通过增加高压缸进汽流量来提高转速。当转速上升至2 000 r/min以上时，中低压缸开始缓慢进汽，参与转速调节。汽轮机高、中压缸下半各设计了一个缸温测点，根据温度测点的绝对值和变化率计算得出对应汽缸的热应力。同时设计了应力主保护：热、冷应力大于102%，延时5 min跳机；热应力大于105%，延时1 min跳机；冷应力大于105%，无延时跳机。启动过程中，如需调整汽轮机的暖机转速点和暖机停留时间，还应充分考虑汽轮机高中压缸热应力控制问题。

机组轴系设计临界转速及低压转子叶片设计临界转速区间如表1所示。

表1 汽轮发电机组各转子及叶片设计临界转速

2 振动问题介绍

2020年06月08日机组进行首次冷态启动。冲转前，主、再热蒸汽参数符合要求，高、中压缸左侧绝对膨胀5.62 mm，右侧绝对膨胀4.29 mm，高压缸胀差0.87 mm，中压缸胀差0.34 mm，低压缸胀差9.21 mm。润滑油压0.176 MPa，润滑油温40 ℃，偏心59.63 μm。冲转过程中，主、再热蒸汽参数保持稳定。

11∶28机组开始首次冷态启动冲转。11∶33 转速为500 r/min时进行打闸摩擦检查。11∶42摩擦检查结束后，重新定速500 r/min进行暖机，高压缸缸温82 ℃，中压缸缸温89 ℃，高压缸热应力50%，中压缸热应力2%。500 r/min暖机时各瓦轴振最大值28 μm，暖机结束时高压缸缸温175 ℃，中压缸缸温93 ℃。高压缸热应力39.9%，中压缸热应力1%。12∶04升速至1 200 r/min，此时3X振动为68 μm，并持续上涨，无稳定趋势，12∶13 3X振动上涨至240 μm，达到跳闸值，振动保护动作，引发汽轮机跳闸。跳闸前高压缸缸温248 ℃，中压缸缸温99 ℃，高压缸热应力70%，中压缸热应力4%。13∶00机组投入盘车状态，偏心为63.4 μm。盘车4 h过程中，偏心始终稳定在63 μm。首次冲转及惰走过程中，高中压缸膨胀及高中低压缸胀差变化稳定，无跳变现象。首次启动过程中各瓦轴振变化数据如表2所示。

表2 首次启动过程中各瓦轴振变化数据

首次冲转时3X方向振动在1 030 r/min附近出现过峰值，该转速可能就是中压转子的实际临界转速。考虑到1 200 r/min的转速距低压转子1阶临界转速区间(1 222～1 422 r/min)太近，对3号瓦振动可能会造成的影响，第2次冲转决定将暖机转速暂定为1 125 r/min。

17∶48进行第2次冲转，冲转前，主、再热蒸汽参数符合过热度及缸温匹配要求，高压缸绝对膨胀为7.33 mm，中压缸绝对膨胀为4.59 mm，高压胀差2.9 mm，中压胀差0.95 mm，低压胀差10.04 mm。润滑油压0.176 MPa，润滑油温40 ℃，偏心63.2 μm。冲转过程中，主再热蒸汽参数保持稳定。

机组500 r/min暖机开始时，高压缸缸温209 ℃，中压缸缸温103 ℃，高压缸热应力50%，中压缸热应力1%。暖机8 min后，高压缸缸温204 ℃，中压缸缸温103 ℃，高压缸热应力34%，中压缸热应力0%。18∶04继续升速至1 125 r/min进行暖机，高压缸缸温254 ℃，中压缸缸温109℃，高压缸热应力75%，中压缸热应力5%。暖机30 min后，高压缸缸温286 ℃，中压缸缸温107 ℃，高压缸热应力61%，中压缸热应力2%。继续升速至1 200 r/min，此时的3X振动值为145 μm，仍在缓慢上升，最高至204 μm后开始缓慢下降，最终降至135 μm后稳定。第2次启动过程中各瓦轴振变化数据如表3所示。

表3 第二次启动过程中各瓦轴振变化数据

在1 125 r/min转速下进行暖机的过程中，采用差别振动诊断测试法对3号瓦基础刚度进行就地测量检查，机组基础、台板、轴承座振动均不大于5 μm，且差别振动小于2 μm。虽然3X振动已经趋于稳定，但振动幅值仍比较大。考虑到汽轮机轴系还未通过临界区，为防止升速过程中轴振在临界区快速增长，再次引发跳闸，进而在惰走期间发生振动发散，对转子造成损伤，所以决定打闸停机，使汽轮机惰走至盘车状态。盘车4 h过程中，偏心由68 μm缓慢降至63 μm后稳定。第2次冲转及惰走过程中，高中压缸膨胀及高中低压缸胀差变化稳定，无跳变现象。

3 原因分析及处理

3.1 原因分析

为提高振动故障诊断效率及准确性，在收集振动现象及相关数据后，本文采用正向推理诊断技术来分析此次振动故障，过程如下：

1)通过对比振动故障源附近的轴振、瓦振变化，采用差别振动测量法，排除支撑力刚度或油膜刚度变化对振动的影响。转轴相对振动振幅与激振力近似成正比，与油膜和支持轴瓦组成的支撑系统动刚度成反比[5]。对2次冲转过程中3Y振动幅值水平进行分析，认为3号轴承处油膜刚度良好，3号瓦瓦振很小。对3号轴承座进行的差别振动测试结果证明，3号轴承座支撑动刚度良好，瓦块及支撑系统未发生共振。由此可以判断造成3X振动大的原因就是转子激振力大。

2)根据振动频谱分析，确认振动故障类别。2次冲转时汽轮机在1 200 r/min转速停留过程中，3X的主要振动分量及变化量为基频分量，占比超过95%，这证明振动故障为普通强迫振动。

3)根据振幅和相位随时间或工况变化的情况，确认不平衡类别。由于机组并未并网，所以可排除不对称电磁力这一因素。机组各转子间均为刚性连接，亦可排除联轴器套装紧力不足这一因素。2次冲转过程中汽轮机在转速1 200 r/min时3X振幅的变化趋势显示：首次冲转汽轮机转速至1 200 r/min时，3X振动上涨很快，9 min即从68 μm上升至240 μm，导致机组跳闸，整个冲转过程中汽轮机进汽的时间仅有约36 min；第2次冲转时，汽轮机转速升至1 200 r/min后，3X方向振动先缓慢上涨至204 μm，后降至135 μm，趋于稳定。2次启动过程现象可进一步排除联轴器同心度和平直度差这个因素。由此得出造成转子激振力大的原因就是转子存在不稳定不平衡。

4)根据振动的转速特性、负荷特性、时滞特性等规律，运用排除法逐步缩小故障范围，确认排查方向。冲转前转子偏心值稳定，且与原始偏心值基本相同。500 r/min时各瓦轴振均小于30 μm，证明2次冲转前轴系各转子不存在暂态或永久热弯曲，原始挠度良好。在临界转速下，造成轴系激振力增大的原因有二：转子形成了新的热弯曲，以及转子转速在接近临界转速的转速区间下停留。由于第2次冲转过程中，在1 200 r/min转速下暖机时，3X的振动出现过约70 μm的波动，因此可以判断造成激振力增大的主要原因是转子形成了新的热弯曲。2次停机后，惰走过程中3X振动峰值(首次269 μm，第2次123 μm)均超过了升速过程中的峰值(首次127 μm，第2次98 μm)，这也证明了该判断。高压缸缸体疏水温度在高压缸进汽后快速上涨，这证明其管路通畅，无积水。各瓦轴封进汽温度正常，且测取轴封系统的疏水管道温度正常。根据上述情况，可排除缸体进水或轴封带水造成转子热弯曲的因素。由于3X振动变化时滞大于2.5 min，因此判断造成转子热弯曲，进而引起振动异常的原因是3号轴承箱附近发生了动静碰磨。2次冲转记录也证明了这一判断：第1次冲转时，碰磨直接进入中期，导致振动幅度在9 min内快速上涨至跳闸值，惰走时最高幅值为269 μm，客观扩大了碰磨处的动静间隙；第2次冲转时，动静间隙已经扩大，碰磨回到早期阶段，振动幅值波动，且超过30 μm。

5)根据汽轮机结构特点和参数变化规律，锁定产生故障的具体位置。由于前2次冲转机组最高转速升至1 200 r/min，中压缸几乎还没有进汽，且3号轴承箱是机组的膨胀死点，汽轮机胀差、膨胀测点变化稳定，与进汽及缸温变化相符，因此可排除缸内发生动静碰磨的可能性。由于该机组轴封安装间隙大于0.5 mm，且未出现轴封带水运行的问题，亦可排除轴封碰磨的可能性。最有可能造成碰磨的故障源即为3号轴承箱内部的油挡、轴瓦和辅助轴承等处。由于2次启动过程中轴瓦温度均正常，因此可排除轴瓦与转轴直接碰磨的可能性。

3.2 故障处理及启动方案优化

由于转子在临界转速下已发生碰磨，如果采用提高升速率强行通过临界区的方法，则易导致转子在跳闸停机惰走至临界转速时，自身的不平衡激振力引起的振幅迅速增大。尤其是已发生热弯曲的转子惰走至1阶临界转速时，转轴热弯曲高点与转轴振动位移方向相同，转子会越磨越弯，振动成倍扩大，引发弯轴事故。机组如果继续升速，则将接近轴系的连续临界区，在1阶临界转速下没有更高转速的暖机点，且第2次冲转时，汽轮机在1 200 r/min停留时，3X振动幅值已稳定在135 μm，这证明在该转速下停留已没有消除剩余碰磨点、扩大动静间隙的意义。故决定停机，对3号轴承箱内部的油挡间隙和辅助轴承与转轴之间的间隙进行检查，寻找碰磨故障源。

2020年06月10日，打开3号轴承箱进行检查，轴承箱中压缸侧转子划痕及油挡积垢图如图2所示。从图2(a)中可见3号轴承箱的右侧调阀端(靠中压缸处)油挡由内向外第1齿处的大轴表面有轻微划痕，此处油挡间隙只有0.035 mm，已发生碰磨。同时，发现油挡中分面处有油漆、密封胶类柔性附着物。从图2(b)、(c)中可见此类柔性附着物填充了油档间空隙，它们均为产生动静碰磨的隐患。

(a)右侧调阀端(靠中压缸处)油挡划痕

采取以下2项措施对检查出现的问题进行了处理：将3号轴承右侧油挡间隙由0.035～0.05 mm调整至0.1 mm，左侧油挡间隙调整至0.25～0.3 mm；对油挡空隙处的油漆、密封胶等柔性附着物进行了清理。

为降低低压转子临界转速对3号轴承振动的影响，需对原设计冷态启动曲线进行优化。同时，考虑汽轮机升速过程中的进汽规律和暖机效果，将500 r/min转速下的暖机时间延长，以缓解因汽轮机在1 125 r/min转速下无法长时间停留而造成的暖机时间和效果不足的问题。可根据汽轮机在1 125 r/min转速下暖机时振动变化的情况适当减少该转速下的暖机时间。暂定在1 800 r/min附近增加一个高速暖机点，以防止汽轮机直接升速至3 000 r/min后可能出现的高压缸热应力大的问题。

4 处理措施效果

轴承箱检查工作结束后，机组第3次启动，过程中机组分别在500 r/min、1 125 r/min和1 800 r/min停留暖机25 min、29 min和41 min，并最终机组成功定速3 000 r/min，首次定速后各瓦振动数据如表4所示。此次冲转，汽轮机在1 125 r/min暖机过程中3X振动从59 μm最高升至71 μm，远小于第2次冲转时的最高值204 μm和最终稳定值135 μm，证明之前存在的动静碰磨故障已经消除。

表4 第3次启动定速3 000 r/min各瓦轴振数据

升速过程中，对各瓦振动的转速特性曲线进行分析后，得到了机组轴系各转子的实际临界转速区间，如表5所示。

表5 汽轮发电机组各转子实测临界转速

本次启动中，在机组1 800 r/min转速下高速暖机时1号、5号轴承振动一直缓慢上升，这是该转速距高压转子1阶临界转速和发电机转子2阶临界转速很近导致的，证明汽轮机转速不宜在该转速下长时间停留。机组第4次启动过程中，将500 r/min下的暖机时间延长至1 h，1 125 r/min下暖机停留30 min，1 800 r/min下暖机时间缩短至6 min。启动过程中，最大振动出现在1 130 r/min下暖机结束时4号(X：122 μm、Y：25 μm)、5号(X：103 μm、Y：64 μm)轴承处，这是由于该转速靠近低压转子的实际临界区，且低压转子积累了一定热弯曲后在该转速下停留，因此激振力增大。高压缸热应力最大为刚定速3 000 r/min时的60%。本次定速3 000 r/min后各瓦振动数据见表6。总结对比2次冲转过程中各参数变化规律，之前选定的1 800 r/min转速下汽轮机暖机点可以取消。

表6 第4次启动定速3 000 r/min各瓦轴振数据

最终优化后的冷态启动方案为：汽轮机自盘车转速升速至500 r/min后，暖机不少于60 min，然后升速至1 125 r/min，暖机30 min，最后升速至3 000 r/min进行高速暖机，或直接并网进行初负荷暖机。

5 结 论

本文对某新建660 MW机组首次冷态启动遇到的振动异常事故进行了分析，对故障原因进行了判断，并采取了有效措施，认为类似的故障可以采用振动故障正向推理诊断技术，通过对冲转过程参数变化趋势及振动频谱图的分析，可快速、准确地找到振动故障源，解决汽轮机冷态启动过程的碰磨振动故障问题，有效避免因盲目升速导致转子过临界后出现严重的碰磨问题，而可能发生的转子永久弯曲的事故。研究成果对新建汽轮发电机组冷态启动过程中振动控制提供了可借鉴的思路。