1000MW超超临界汽轮机汽流激振原因分析及治理_李大才

李大才(广东大唐国际潮州发电有限责任公司，广东 潮州 515723)1 000 MW超超临界汽轮机汽流激振原因分析及治理1 概述某发电公司3，4号机组汽轮机为哈尔滨汽轮机厂有限责任公司(以下简称“哈汽”)与日本东芝联合株式会社设计制造的超超临界汽轮机，采用喷嘴调节方式，共有4组高压缸进汽喷嘴，分别由4个高调门控制；机组高压转子、中压转子和2根低压转子均采用无中心孔的整锻转子，各个转子均采用刚性连接；每个转子配有独立的双轴承支撑，共有8个支持轴承，其中1～4号轴承为水平、上下中分面，双向可倾瓦轴承，5～8号轴承为上下两半，水平中分面椭圆瓦轴承。

大型机组在运行时，可能会出现因转子质量不平衡、轴系不对中、轴系过长、轴承座结构共振等故障引起的轴系强迫振动问题。

因蒸汽参数高，大型机组还可能会出现汽流激振引起的自激振动。

该发电公司3号机组在达到额定负荷时，2号轴振突增就属于此种振动。

2 汽流激振发生的机理、特征和预防措施大型机组的发电容量不断提高，级数和工作初参数不断增大，使得汽轮机转子的临界转速降低，工作转速与临界转速的比率增大；同时汽轮机蒸汽参数的提高，高压缸进汽密度及流速的增大，使得蒸汽作用在高压转子上的切向力对动静间隙、密封结构以及转子与汽缸对中度的灵敏度提高，增大了作用在高压转子上的激振力，这些将导致轴系振动稳定性下降，严重时甚至诱发高压转子失稳，产生较大的低频振动。

大型机组容易发生蒸汽涡动力引起的低频振动，它主要来源于汽封轮缘围带区产生的蒸汽涡动力，此涡动力垂直于转子轴心的偏移方向，推动转子发生半速涡动。

2.1 汽流激振发生的机理(1) 轴封蒸汽激振力。

由于转子动态偏心，高压转子的轴封和隔板轴封腔室中蒸汽压力周向分布不均匀，产生与转子偏心方向垂直的合力。

该合力包括蒸汽在轴封内轴向流动和周向流动产生的汽流力，使得高压转子涡动，造成转子运动不稳定。

(2) 叶顶间隙激振力。

汽轮机转子偏心造成圆周方向叶顶间隙分布不均匀，由于叶顶间隙分布不均匀，同一级中各叶片上的气动力就不相等。

叶片上的周向气动力除合成一个扭矩外，还合成一个作用于转子轴心的横向力。

此横向力随转子偏心距的增加而增大，形成转子的自激激振力。

蒸汽激振力的大小取决于转子的偏心距和蒸汽密度。

(3) 作用在转子上不对称的蒸汽力和力矩。

对于喷嘴调节的汽轮机，高压缸进汽方式不一致，调节级进汽的非对称性产生不对称的蒸汽力，在某个工况下作用在转子上的合力可能向上抬起转子，使得轴承比压减小，导致轴系稳定性降低。

一方面，此力影响轴颈在轴承中的位置，造成轴承载荷变化，进而使得转子失稳；另一方面，汽缸跑偏、转子径向位移等引起蒸汽在转子上力矩径向分布不平衡，也可能引起转子涡动。

〔摘 要〕 介绍了1 000 MW 超超临界汽轮机汽流激振发生的机理、特征及预防措施，分析了机组汽流激振的过程及产生气流激振的原因，提出了相应的治理措施，经实践表明具有较好的经济效益，对同类型机组具有一定的借鉴作用。

〔关键词〕 超超临界；汽流激振；转子扬度；轴承负载2.2 汽流激振的特征(1) 一般发生在大容量高压转子上高压缸调节级处的汽流激振最为严重，汽流激振属于自激振动，这种振动不能用动平衡的方法来消除。

(2) 机组负荷增加到某一数值时，才会发生蒸汽自激振荡。

如果不采取任何措施，则只有当负荷再降到这一数值后，振动才会消失。

汽流激振在负荷增减过程中易重复发生，有时还与调速汽门的开启顺序和开度有关。

(3) 汽流激振主要来源于轴封轮缘围带区产生的蒸汽涡动力。

该涡动力垂直于转子轴心的偏移方向，推动转子发生半速涡动，汽流激振的振动频率等于或略高于高压转子一阶临界转速，即振动频率f=nc /60(nc为转子第一临界转速)。

在大多数情况下，振动成分以接近工作转速一半的频率分量为主。

由于实际蒸汽激振力和轴承油膜阻尼力的非线性特征，有时会呈现谐波分量。

(4) 汽流间隙激振力与叶轮的级功率成正比，与动叶的平均节径、高度和工作转速成反比；间隙激振容易发生在汽轮机大功率区段及叶轮直径较小和短叶片的转子上，即高参数、大型汽轮机的高压转子上。

2.3 汽流激振的预防措施(1) 改变高压缸调速汽门的开启顺序，避免转子在单侧蒸汽力作用下发生明显的径向偏移和在转子上产生的不平衡力矩。

(2) 改进汽轮机内部密封装置的形式，缩小入口间距，控制动叶顶部泄漏量，减小蒸汽对转子的激振力。

(3) 调整汽缸和转子中心，避免运行中转子和汽缸中心发生明显偏移；机组启动前应长时间盘车，减小转子挠度。

(4) 增大转子与隔板之间的轴向间隙。

随着喷嘴、静叶与动叶之间轴向间隙的增大，汽流涡动的激振力显著减小，同时汽轮机的内效率也会降低。

(5) 增加轴瓦阻尼，减少轴承载荷。

如缩小轴瓦间隙，增加轴瓦长度，使用黏度大的润滑油等。

(6) 采用稳定性较好的轴瓦，增设挤压油膜阻尼器等。

(7) 采用动叶叶顶汽封新结构，解决机组轴系低频振动问题。

(8) 提高转子临界转速。

3 汽流激振过程分析与治理3.1 汽流激振过程哈汽设计的配汽方式为三阀点，即调门开启顺序为CV1+CV2+CV3→CV4(CV1、CV2、CV3同时开启)。

高调门的喷嘴数、布置方式如图1所示。

由于两阀点CV2+CV3→CV1→CV4(CV2、CV3同时开启)的节能配汽方式在4号机组得到成功应用，于是在3号机进行了配汽试验。

在做流量特性试验强制关闭CV1时，2号轴振开始突增突降并具有反复性；当CV1开大后，2号轴振逐渐下降。

经分析：高压转子发生了汽流激振，因此暂时取消两阀点节流配汽方式。

图1 高调门布置方式及旋转方向(面向机头)此外，在负荷上升至1 000 MW的过程中，由于负荷上升较慢，CV4逐渐开大至98 %，2号轴振突然增大并上升至报警值125 μm。

 3.2 汽流激振原因根据振动频谱图可知：低频分量均较多，调门开启顺序变化导致高压转子调节级处2号轴承振动突增突降且具有反复性，导致CV2/CV3全开、CV1逐渐关小(第1次)和负荷上升、CV4逐渐开大(第2次)振动增大。

从变化趋势及特征可以确定，引起这2次振动的原因是汽流激振。

3.2.1 运行原因在夏季低真空条件下，在升负荷或在带高负荷工况下，机组参与一次调频，当升负荷、主汽压力低或CV4开度过大时，都会引起汽流激振。

(1) 滑压曲线自2011年11月份修改优化后，主汽压力设定控制相对较低，造成夏季高负荷工况转子旋转方向下CV4开度过大。

(2) 在夏季低真空条件下，当机组升负荷至高负荷时，配煤掺烧低热值的褐煤有时会使锅炉出现燃烧调节跟不上的情况，造成主汽压力偏低、CV4开度过大。

(3) 在机组带高负荷工况时，当采取滑压方式、设置主汽压负偏置过大或采用定压运行后，未及时随负荷上涨调整提高主汽压力，造成主汽压力偏低、CV4开度过大。

3.2.2 设备原因与4号机相比，3号机在设备安装上可能存在某些问题，初步分析主要有以下几个方面，需在大修时进行检查核实。

(1) 3号机转子安装扬度有问题。

2号轴承负载较轻，当机组负荷为1 000 MW 时，2瓦靠海侧温度为65.7 ℃，1、3瓦靠海测温度分别为92.1 ℃、93.1 ℃。

当下部汽流量增大后，2号轴承“轻载”失稳。

在检修时，应对3号机进行瓦块检查并提高瓦标高。

(2) 3号机安装时，CV2、CV4或CV2、CV3喷嘴组装反，导致喷嘴数与设计不一致，调门下部进汽量大。

(3) 3号机CV2调速汽门进汽量相对偏大，造成CV2、CV3进汽量不均衡。

3.3 汽流激振的治理(1) 暂时取消3号机配汽方式优化，待检修后再进行下一步工作。

(2) 修改机组滑压曲线，增强负荷的提前响应能力，新滑压曲线如图2所示。

 图2 3号机改动前后滑压曲线对比(3) 当机组负荷上升至800 MW 以上时，应及时启动掺配高热值煤的磨煤机；在夏季低真空高负荷工况下，应适当提高配煤掺烧煤的发热值，以增强机组在高负荷工况下的响应能力，避免主汽压力跟不上，造成CV4开度过大。

(4) 热工修改协调系统的汽机主控逻辑。

当主汽压实际值与设定值偏差大时，通过修正负荷目标指令、限制增减负荷；当主汽压力恢复后，再开关调门增减负荷。

3，4号机在修正负荷目标指令上的控制逻辑略有不同，3号机为±10 MW；4号机为±20 MW，且加入了机组负荷权重修正。

(5) 将1～4号轴振报警值下调至80 μm，以提醒运行人员加强监视，做好事故预想，尽早采取相关措施。

(6) 汽轮机停机后充分盘车，降低转子挠度。

(7) 提高润滑油温至40 ℃，且按其上限调整。

4 结束语在机组运行时，对该发电公司3号机组汽流激振进行判断分析，采取改变滑压曲线和减小CV4开度等方案暂时消除了汽流激振现象，确保机组顺利升至满负荷且长期稳定运行。

在3号机A 修时发现轴瓦定位销弯曲损坏，对喷嘴数、汽封间隙、叶顶间隙和转子喷涂工艺等因素进行检查并处理。

重新调整了轴瓦中心，将1瓦降低0.8 mm，左移0.15 mm；2瓦降低1.15 mm，左移0.05 mm；3瓦降低1.65 mm，左移0.1 mm。

机组重新启动后，在机组负荷为1 000 MW 时，2瓦靠海侧温度较修前提高了12 ℃，成功进行了配汽方式优化，解决了汽流激振的问题。

按照配汽优化前后对比试验，新顺序阀下汽轮机效率提高0.964 7 %～1.001 8 %，取得了较大的经济效益。

该发电公司在汽流激振的运行预防及检修治理中积累了大量经验，为同类机组提供了借鉴，具有一定的参考价值。

参考文献：1 史进渊，杨 宇，孙 庆，等．超超临界汽轮机技术研究的新进展[J]．动力工程，2003(2).2 张学延，王延博，张卫军．大型汽轮机汽流激振问题的分析和处理[J]．热力发电，2004(2).3 西安热工研究院有限公司．超临界、超超临界燃煤发电技术[M]．北京:中国电力出版社，2008.4 张 宏，王建新，白 旭，等．超临界汽轮机蒸汽力的400500600700负荷，MW8009001 000压力，M P a影响及几种典型汽封结构[J]．汽轮机技术，2001(1)．5 张学延,王延博,张卫军．超临界汽轮机蒸汽激振问题分析及对策[J]．中国电力，2002(12).6 荆建平，孟 光，赵 玫，等．超超临界汽轮机汽流激振研究现状与展望[J]．汽轮机技术，2004(6).7 张学延，李亚军．300 MW 机组高中压转子低频振动原因分析及其对策[J]．热力发电，1999(6)．8 陈瑞克．1 000 MW 超超临界汽轮发电机组轴系的稳定性[J]．华电技术，2008(5). 收稿日期：2014-05-04。

作者简介：李大才(1985-)，男，助理工程师，长期从事600 MW、1 000MW 火电机组运行技术管理工作，email：lidacai@。