汽轮机组振动故障处理的决策方法及案例分析

刘东旭 张磊

（哈尔滨工业大学 黑龙江哈尔滨 150001）

汽轮机转子在高温蒸汽中高速旋转不仅要承受气流的作用力和离心力，而且还要承受着温度差引起的热应力。然而在实际运行过程中，难免会出现轴振增大问题，所以，轴振的稳定性对汽轮机的安全、经济运行有着很大的影响。因此，大量学者针对汽轮发电机组振动问题展开了研究。有研究［1-3］分析了气流激振引起机组轴振增大问题；有研究［4-6］简述了由于转子质量不平衡导致机组轴振偏大；有研究［7-9］综述了转子发生动静碰磨造成机组振动故障的原因；有研究［10-11］论述了轴瓦稳定性较差从而造成机组轴振增大；有研究［12-13］简述了进汽方式对机组轴振的影响。综上所述，机组异常振动产生的原因主要有转子质量不平衡、动静碰磨、汽流激振、轴瓦稳定性差、不平衡汽流力等。

然而在现场实际处理过程中，容易将转子质量不平衡与阀序调整这两种处理方法混淆，大多数都会采用动平衡处理的方式解决轴振增大的问题。但是在实际实施后效果却不明显，机组在投运顺序阀运行过程中还会存在振动增大的问题。不仅问题没有得到有效的解决，而且花费了不必要的检修费用，造成额外的经济损失。因此，本文针对上述问题，结合实际工程案例，总结出一套分析方法用于处理同类故障，为此类型故障的有效解决提供借鉴。

1 故障现象及分析

一般大型汽轮机的进汽方式主要有节流调节（单阀）和喷嘴调节（顺序阀）两种。由于喷嘴调节方式节流损失较小，所以一般汽轮机组并网运行后，会投运喷嘴调节方式。然而在实际生产过程中，在进行阀序切换时，会出现#1 或#2 瓦会轴振突升的情况，甚至振动超过报警值，导致机组不能安全投运顺序阀。

例如，某厂330MW 亚临界六调门机组，如图1所示，机组在节流调节方式下进行变负荷运行时，#1 瓦绝对振动值稳定在80μm 以下，无任何的突变现象。而由节流调节切换到喷嘴调节期间的切换过程中和切换完成后，#1瓦绝对振动值由74μm突升到140μm，远超过规定的报警值。此种故障容易引发机组发生碰磨，影响机组的安全运行。

图1 机组阀序切换过程中#1至#3瓦绝对振动变化趋势图

为解决轴振较大的问题，后期在机组大修期间，将转子返厂进行动平衡处理。大修结束后机组启机运行，投运一段时间单阀后，进行了阀序切换试验。如图2所示，顺序阀运行过程还是存在轴振增大的情况，虽然其振动幅度由140μm 降到130μm，较之前有了较小的变化，但是依然存在一定的安全隐患。所以，为了保证机组安全稳定运行，则只能继续采用节流调节方式运行，对机组运行经济性有极大的影响。

图2 动平衡处理后#1至#3瓦绝对振动变化趋势图

通过上述现象表明，由于进汽方式不合理，不平衡汽流力导致轴系失稳，轴系受力不均衡，发生轴振增大的现象。所以在进行动平衡处理后，还是存在轴振增大的问题。因此，轴振增大的问题其根源不在于转子质量不平衡。

2 分析方法

结合上述故障现象，针对转子动平衡处理和阀序调整这两种振动的处理方式，为避免现场人员进行无效的工作，能够及时有效地处理此类故障，本文提出一种分析方法，结合现场机组实际运行数据，具体分析过程如下。

（1）收集机组节流调节方式及喷嘴调节方式下的大范围变负荷（额定负荷的40%～100%工况）数据，数据测点包含功率、高调门开度反馈值、#1 至#2 瓦的轴振值。

（2）利用软件仿真分析或者借助DCS 曲线趋势添加以上测点进行分析。

（3）利用节流调节方式的大范围变负荷（额定负荷的40%～100%工况）数据，需要根据变负荷过程中轴振的变化趋势判定其轴系稳定性。

（4）根据上述节流调节方式轴振的情况，分析在切换过程中或切阀后的轴振变化的趋势。若机组节流调节阀方式进行变负荷运行时，其轴振稳定性较好，而在投运喷嘴调节方式过程中轴振变化范围较大或发生突变，则说明轴振增大是由于机组不平衡汽流力导致的，需要进行阀序寻优试验，调整进汽顺序可以有效解决上述问题；若机组节流调节方式进行变负荷运行时，其轴振有上升或突变的情况，而在投运喷嘴调节方式过程中其轴振变化范围也比较大，则说明转子质量不平衡，轴系整体稳定性较差，需要进行动平衡处理。

3 应用案例分析

以某厂330MW亚临界六调门机组为例，其进汽方式有单阀和顺序阀两种，单阀调节时6 个高调门按照指令同时开启或关闭，机组顺序阀调节时，按照“GV1+GV2→GV4→GV5→GV6→GV3”的次序依次开启，即先开GV1、GV2，再开GV4，再开GV5，再开GV6，再开GV3，属于下缸进汽。机组喷嘴布置如下图3所示。

图3 喷嘴布置图

收集机组优化前单阀与顺序阀变工况数据，利用仿真软件画出功率趋势图、调门变化趋势图、轴振变化趋势图进行分析。如图4（a）、图4（b）、图4（c）所示，机组在单阀模式下，功率由250MW 升至282MW，#1 瓦X向振动稳定在53μm、#1瓦Y向振动稳定在48μm，进行变负荷调节时没有任何上升趋势或突变情况，整体稳定性较好。

图4 机组优化前仿真分析过程

功率在277.7MW 时，机组由单阀切换到顺序阀，在切换过程中#1瓦X向振动由53μm突升到80μm、#1瓦Y 向振动由48μm 突升到72μm。在切换完成后，功率由277.7MW 升至292MW，同时高调门GV3、GV6 参与调节，#1瓦X向振动由53μm升至104μm、#1瓦Y向振动由48μm 升至106μm，其轴振变化范围较大。当前现象则说明轴振增大是由于机组不平衡汽流力导致的。

通过上述的现象描述可知，当前机组轴振的上升是由机组进汽方式不合理，不平衡汽流力使轴系失稳，因此需要进行阀序寻优试验，调整进汽顺序可以有效解决上述问题。

结合上述振动故障，后续进行阀序寻优试验，得到最优进汽顺序。在线进行DEH阀门管理参数，将机组顺序阀进汽顺序改为：GV2+GV3→GV1→GV6→GV5→GV4。在投运顺序阀进行变负荷时，如图5（a）、图5（b）、图5（c）所示，功率由254MW升至282MW，高调门GV6、GV5、GV4 参与调节，#1 瓦X 向振动稳定在46～55μm，#1瓦Y向振动稳定在40～56μm，轴振没有大范围的变化幅度。通过阀序调整，解决了投运顺序阀过程中轴振较大的问题。

图5 机组优化后仿真分析过程

4 结语

本文针对转子质量不平衡与阀序调整这两种振动处理方法容易混淆的问题。基于现场实际运行数据，提出一种决策分析方法，总结出一套分析流程，辅助技术人员进行决策，选择合适的处理方法，避免无效工作。同时结合实际案例分析，验证了此方法不仅能够及时、有效地对此类振动故障进行分析，而且能够选择合适的处理方法，避免无效工作，为企业节省不必要的检修费用，具有一定借鉴意义。