东汽350MW超临界汽轮机汽流激振故障分析和处置

东汽350MW超临界汽轮机汽流激振故障分析和处置

摘要：陕西华电杨凌热电有限公司安装东汽350×2MW超临界燃煤热电联产机组，于2015年底实现双投。在机组投产后2016至2017年间，多次发生机组振动突

并造成3次机组非计划停运事故，经过对杨凌公司机组振动突升的现象分析判断，确认为汽轮机高中压转子发生了汽流激振。本文针对杨凌公司2台机组的振动特

征和汽流激振产生的原因，提出在机组不揭缸情况下的运行和检修振动控制方案，并通过机组大修中的转子中心调整，从根本上解决汽流激振问题，以此对东汽

350MW超临界机组汽轮机汽流激振问题进行讨论。

关键词：汽流激振负载分配通流间隙

1 概况

杨凌热电安装东方汽轮机厂CJK375/306.9-24.2/0.4/566/566型超临界、一次中间再热、双缸双排汽、间接空冷、抽汽凝汽式汽轮机，发电机选用上海电气

QFS2-350-2型双水内冷发电机，自励磁方式。机组轴系由高中压转子、低压转子、发电机转子组成，转子对轮采用刚性连接双支撑结构（见图1）。机组1、2号轴

承为可倾瓦，3~6号轴承为椭圆瓦。1、2号机组分别于2015年11月和12月通

过168小时试运后转商业运行，#1机组于2016年3月7日和2016年8月13分

别发生2号轴承振动突升，#2机组于2016年4月14发生因2号轴承振动突升造成的机组振动保护动作引起机组解列。

2、振动现象及特征分析

2.1 #1机组2016年3月7日2号轴承振动保护动作过程及运行参数

2016年3月7日19:40时机组负荷336MW；主汽压力23.6MPA；温度545℃；再热压力4.63、温度554.8；主蒸汽流量1146t/h；真空84.5KPA；润滑油压0.119MPA；润滑油温

43.5℃；控制方式为单阀控制；#2瓦振动X向30~60um之间波动，19:48时机组#1机组2号

轴承振动X向在14秒内自58um突然升至249.1um，引发振动保护动作，机组跳闸，首发“汽轮机振动大停机”，其间机组运行稳定，无其他操作。

调取TDM系统数据后可知，1号机组随机组负荷增加至310MW时1号、2号轴承振动

出现波动，振幅在30~40μm之间波动，原因为1瓦和2瓦出现25Hz的低频分量，振动工频

量变化较小，由半频分量的大幅波动造成了通频量波动。振动保护动作前后的2瓦X向振动

频谱如下图2图3所示：

2.2 #1机组2016年8月13日2号轴承振动保护动作过程及运行参数

2016年8月13日15:00 #1机组负荷345MW，主汽压力24.03MPa，主汽温度537.67℃，再热汽压力5.17MPa，主蒸汽流量1196t/h。汽轮机配汽方式为单阀控制方式，GV1、GV2、GV3、GV4开度为98.5%。汽轮机#1轴承X、Y相振动分别为24.5、28μm，#2轴承X、Y相振

动分别为60、41μm，#3轴承X、Y相振动分别为44、26μm。润滑油压力0.186MPa，温度43.3℃。15：31:25汽轮机#1、#2、#3轴承振动突然增大，#1轴承X、Y相振动分别阶跃至124、102μm，#2轴承X、Y相振动分别阶跃至282、178μm，#3轴承X、Y相振动分别阶跃

至62.24、31.53μm，机组振动大保护动作，机组解列。调取TDM系统数据可知，从振动上

升到跳机整个过程9秒种，机组振动保护动作前后振动值及各瓦瓦温见表2。跳机时2X振动

半频分量快速上升至280μm，工频分量27μm基本不变。

2.3 #2机组2016年4月14日2号轴承振动保护动作过程及运行参数

2016年4月14日17:55，#2机AGC投入，负荷342MW，主汽压力23.66MPa，主汽温

度556℃，再热汽温555.6℃，主机润滑油压0.16MPa，主机润滑油温41.9℃，真空78.1kPa （两台循环泵运行），主机#2瓦轴振在31至51μm之间波动；17:59#2瓦Y向轴振突然增大

至201um，18:00#2瓦Y向轴振继续增大至247.9um，#2瓦X向振动最大至220.3μm，机组

跳闸，首发“汽轮机振动大停机”，同时发电机解列、锅炉MFT保护动作。其间机组运行稳定，无其他操作。

2.4 #1、2机组振动共性及特征分析

1）#1、2机组3次振动突升均在大负荷330MW~350MW工况下发生，机组振动突升时

汽压、汽温及润滑油温度都正常稳定且运行无操作。

2）#1、2机组振动波动均为随机突发。

3）振动突升时振动频谱均表现为工频分量基本不变，低频分量的大幅跃升。#1机组表

现为25Hz的半频分量，#2机组为28.1Hz的低频分量增大，均对应机组高中压转子的临界转速。

4）在振动突升后运行人员可通过减负荷操作手段使振动快速下降并恢复正常。

5）振动保护动作护后机组在降速过程中在高中压转子临界转速时振动没有明显放大。

通过#1、2机组对此振动突升振动表现分析，由于高中压转子临界转速设计高于

1500r/min，另外通过振动突升时振动频率均为半倍频特征，可排除油膜振荡及摩擦产生的振动，再结合振动突升的随机性和对应大负荷工况下蒸汽流量大的特征，可确认机组高中压转

子发生振动突升为汽流激振所致。

3 振动机理分析

3.1 机组动静间隙变化产生汽流激振

由于杨凌公司2台机组均为超临界热电联产机组，在机组试运和投产初期，由于高中压

转子与汽缸膨胀不均，造成汽轮机高中压缸动静间隙产生不均匀变化，在机组大负荷、蒸汽

流量大时动静间隙不均匀引起的汽流力，造成汽缸跑偏或转子偏移，使转子及叶顶汽封径向

间隙一侧偏大，另一侧偏小。间隙小的一侧叶片工作效率较高，压力也较高，叶片受切向力

较大，间隙大的一侧压力较低，叶片受切向力较小，使转子受到一个垂直于运动方向的切向力，使转子运行处于不稳定状态。当切向力增大破坏转子稳定后，造成高中压转子自激振动。当汽流激振发生时，振动频率对应转子临界转速且工作转速的一半。

3.2高压调门喷嘴大流量工况下蒸汽冲动力至转子失稳，影响动静间隙，产生汽流激振。

由于杨凌公司机组在数次汽流激振发生时机组控制方式为单阀控制方式。在机组高负荷

大蒸汽流量运行时调节汽门开启过程中，由于各调门开度及其喷嘴数不同，喷嘴出口蒸汽合

力也会使转子发生偏移，造成动静间隙变化和影响轴承载荷，当轴承比压变小稳定性变差后

导致转子失稳，产生汽流激振。

4、运行中采取的措施

4.1改变控制方式及调整阀序

杨凌公司#1、2机组高压调节汽门布置方式如图所示。

首先在#2号机组进行了调节汽门开度对转子振动的影响试验，通过试验判断各调门开度

与转子振动之间关系。通过试验得到1号、3号调门开启会使转子向左或向下偏移，有利于

转子稳定；2号、4号调门开启会使转子上浮或向右偏移，使转子稳定性变差，减小2号、4

号调门开度增加转子稳定性。对此采取改汽轮机控制方式为顺序阀控制，同时将原高压调阀