_48_ N50—8[1][1].83--1型汽轮机调速系统摆动问题研究与处理

N50-8.83-1汽轮机调速
系统摆动问题研究与处理
贾宪周张士豪禹贯省崔燕君
（河南平顶山鸿翔热电有限责任公司 467021）
【摘要】针对N50--8.83--1型汽轮机调速系统摆动问题进行了深入的研究和分析，发现汽轮机前轴承箱前部向上翘起，引起主油泵与汽轮机大轴中心偏离设计值，造成脉冲油泵密封环磨损，是引起调速系统大幅摆动的原因。

通过消除前箱存在问题，彻底解决了机组负荷摆动问题，提高了机组运行安全可靠性，对解决同类型机组负荷摆动问题具有借鉴意义。

【关键词】汽轮机调速系统摆动问题研究
1引言
平顶山鸿翔热电有限责任公司（以下简称鸿翔公司）#5汽轮机系东方汽轮机厂生产的N50-8.83-1型凝汽式汽轮机，1994年元月投运。

调速系统为径向钻孔泵液压调速系统，2001年机组出现负荷大幅度摆动现象，被迫投入功率限制器运行，机组不能参加一次调频，影响机组的安全可靠性。

2系统简介
调速系统由脉冲油泵、调速器滑阀、油动机等部套组成。

其工作原理见图1。

鸿翔公司#5机调速系统原理简图
n—转速； Pr—脉冲油泵入口油压；P1—一次油压；P2—二次油压；
MV—油动机行程
当转速升高，脉冲油泵出口油压（即一次油压）升高，油动机行程向关闭方向移动，关小调速
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汽门；当转速降低，一次油压降低，油动机行程向开启方向移动，开大调速汽门。

脉冲油泵为径向钻孔泵，其结构见图2。

图2 径向钻孔泵结构图
1—脉冲油泵轮 2—泵壳 3—稳流网 4.5.6—浮动密封环
7—导流杆8—油泵轴9—桡性联轴节 10—测速发电机（CCY264）
在转速不变时，脉冲油泵出口油压与入口油压变化方向相同，大小相等。

当转速变化时，脉冲油泵出口油压与入口油压之差与转速变化成正比，其变化关系为：
∆（P1-Pr）/∆n =0.4 kPa/(r/min)
3存在问题及原因分析
2002年4月21日，用数据采集器对有关参数进行了采集。

一次油压与油动机行程有明显的对应关系，参数变化量列于表1。

表1 #5机带负荷运行各参数变化量
由表1可以看出，油动机行程与脉冲油泵进出口压差关系正常。

按照制造厂设计，脉冲油泵进出口压差与转速变化关系应为0.4kPa/（r/min），表1中可以看出二者关系不正常，该值时而为正，时而为负，且变化幅度较大，当时分析判断为主油泵与脉冲油泵之间窜油造成。

2002年10月小修时重点检查了主油泵、脉冲油泵、静态试验阀，未发现异常情况，小修后调速系统摆动状况未见好转。

2002年10月17日，用数据采集装置对有关参数进行了记录，一次油压变化时各参数变化量271
列于表2。

表2 带负荷运行各参数变化量
由表2可以看出，一次油压、油动机行程摆动的频率和幅度都较大。

一次油压与脉冲油泵入口油压变化方向相反，分析为脉冲油泵密封环漏油量较大所致。

其机理是：脉冲油泵出口油压与入口油压通过密封环隔离，当密封环间隙较大时，脉冲油泵出口向入口漏油量较多，一次油压降低，入口油压升高；当密封环间隙较小时，脉冲油泵出口向入口漏油量较小，一次油压升高，入口油压降低。

2003年6月份机组小修时更换了脉冲油泵密封环，密封环间隙由原来的0.27mm减小到0.07mm 。

机组启动后调速系统摆动现象消除。

一次油压变化时各参数变化量列于表3。

#5机带负荷运行各参数变化量 2003-6-22
表3
由表3可以看出脉冲油泵进出口压差与转速变化关系为0.353~0.426kPa/r/min，接近制造厂的设计值，且变化方向正确，系统基本稳定。

但运行一段时间后，调速系统又出现了摆动现象。

一次油压变化时各参数变化量列于表4。

#5机带负荷运行各参数变化量 2003-12-2
表4
由表4可以看出，脉冲油泵进出口压差与转速变化关系不正常，一次油压与入口油压变化方向相反，分析为密封环间隙又变大。

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对密封环间隙变大的原因进行了分析，可能是由以下原因造成：
①主油泵和脉冲油泵中心与汽轮机大轴中心不一致，汽轮机旋转时主油泵和脉冲油泵转子存
在晃动，使密封环间隙磨损增大；
②齿型联轴器啮合不正常，脉冲油泵旋转时存在偏心。

③前轴承箱在运行中滑动不畅，引起轴承箱轴向水平变化，继而影响主油泵、调速油泵与汽
轮机中心的变化，造成调速油泵密封环的不同心磨损。

由于小修时停机时间短，汽缸和转子处于热状态，无法检查转子中心，只能在大修中进行全面检查。

4发现问题及改进措施
2004年9月机组进行大修，对主油泵和脉冲油泵中心与汽轮机大轴中心、齿型联轴器啮合情况、前轴承箱底部纵销、角销，进行了重点检查，发现如下问题：
4.1主油泵和调速油泵存在问题及改进措施
4.1.1存在问题
发现调速油泵各油封环间隙超标，最前端油封环与导流杆间隙为0.16mm，入口侧油封环与调速泵径向总间隙为0.20mm，出口侧总间隙为0.10mm；主油泵推力间隙0.61mm；检查主油泵中心相对汽轮机转子中心偏高0.65mm，偏左0.35mm；齿型联轴器严重磨损。

4.1.2改进措施
将3个油封环全部更换，间隙按厂家说明书要求调整；更换主油泵联轴器（厂家备品）；调整主油泵推力间隙为0.16mm；主油泵中心调整，主油泵转子中心高于汽轮机转子中心0.20mm。

4.2前箱台板存在问题及改进措施
4.2.1存在问题
修前测量汽缸横向水平，前猫爪左侧前扬1.05 mm/m，右侧前扬1.16 mm/m，高于左、右侧安装值0.45mm/m，但由于汽缸变形等原因，现汽缸纵横向水平已无参考意义。

前箱扬度比安装值也增大较多，且右侧比左侧大。

检查前箱与基础台板间隙，在汽缸与前箱未分解的情况下，前箱前端左侧间隙达0.2mm，前端右侧间隙达0.4mm，后端无间隙，表明前箱前部向上翘，证明原因分析③判断是正确的。

4.2.2改进措施
吊出前箱，用平尺检查发现基础台板变形。

对台板进行了研刮处理，使其与前箱底部接触面积达65%以上，在自由状态下，接触面用塞尺检查0.03mm不入。

复查前箱扬度，修后值与安装值相比变化不大。

4.3滑销系统存在问题及改进措施
4.3.1 存在问题
修前检查前箱底部纵向键与键槽间隙，前纵向键右侧与前箱底部键槽有0.20mm间隙，前箱前部向右移动达0.20mm，后部移动量为0.06mm。

前箱解体后检查底部前纵向键键槽变形成喇叭口，键槽前侧与键间隙达0.25mm。

检查汽缸前立销间隙：右侧0.10mm，后立销右侧0.17mm，超出设计值（0.04-0.08mm）的要求。

检查水冷垫块与汽缸下猫爪搭钩间隙：左侧猫爪处前后间隙之和为0.15mm，超出0.08mm的设计要求。

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4.3.2 采取措施
对前箱底部前纵向键位置键槽进行修刮，使其前后宽度一致，然后根据修后键槽尺寸加工配置新纵向键，对前箱底部与台板结合面进行研刮。

5改进效果
大修后调速系统摆动现象消失，机组运行稳定，根据运行记录曲线整理各参数变化量列于表5。

表5 ：#5机带负荷运行各参数变化量 2004-12-8
开始结束转速入口
油压
一次
油压
油动机行
程
(P1
△-Pr)
△ MV
△
时间时间n
△ Pr
△ P1
△ MV
△t
△n
△(P1
△-Pr)
△s s r/min
kPa kPa mm s kPa/r/min mm/kPa 363 436 -5.912 -0.057 -2.431 3.651 73 0.402 -1.538 1434 1505 0.651 4.623 -4.045 71 0.426 -1.018 1773 1886 -10.702 -0.491 -4.685 4.268 113 0.392 -1.018 1944 2008 9.015 0.826 4.209 -3.267 64 0.375 -0.966
由表5可以看出，脉冲油泵压差与转速变化关系正常，油动机行程与脉冲油泵压差关系正常，机组具有一次调频能力，调速系统工作正常。

6 结束语
汽轮机机调速系统大负荷摆动，被迫投入功率限制器运行，机组没有一次调频能力，安全可靠性差。

通常情况下，解决此类问题，在调速系统范围内查找原因，但是，该机组问题比较特殊，经过反复多次认真分析，检查发现了调速系统摆动的根本原因为：前箱基础台板变形，使前箱翘起，导致主油泵和汽轮机大轴中心偏离设计要求，引起调速油泵密封环间隙磨损增大，调速油泵出口向入口窜油，造成调速油压不稳，从而造成系统的摆动。

通过消除前箱基础台板变形、前箱滑销系统存在问题，解决了调速油泵密封环磨损问题，彻底消除了调速系统摆动现象，对同类型机组调速系统故障检修具有借鉴意义。

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