孟林辉 陈正飞 张景彪 邢继涛

（神华国华绥中发电有限责任公司，辽宁省葫芦岛市，125222）

1 机组概况

N1000-25／600／600型汽轮机，由一个单流高压缸、一个双流中压缸及两个双流低压缸依次串联组成，其轴系结构如图1所示。主轴为逆时针旋转（左右方向，均指面向发电机的左右方向）。其中，高压缸呈反向布置 （头对中压缸），包括一个双流调节级与8个单流压力级，中压缸共有2×6个压力级，两个低压缸共有2×2×6个压力级。

高压和中压转子均由2套可倾瓦轴承支承，可倾瓦为6瓦块结构，上下对称布置；低压转子均采用两套椭圆瓦支承，单侧进油，上瓦开槽结构；推力轴承位于高中压缸之间的轴承箱内，采用倾斜平面式双推力盘结构。

汽轮机为综合阀序、复合配汽方式。机组设计配汽曲线及对应喷嘴位置如图2所示。机组采用定—滑—定（30%～95%负荷段滑压）复合滑压运行方式。

蒸汽设计流程：新蒸汽经4根导汽管进入4台高压主汽阀 （ICV） （主汽阀后设有连通管，与4台高压主汽阀后腔室相通）、4 台调节阀 （CV），经4个进汽口进入调节级，通过高压缸2+8级做功后，到锅炉再热器。再热汽经2根再热管进入中压联合汽阀，经2个导汽管进入中压缸中部下半，通过2×6级做功后的蒸汽经1根异径连通管分别进入2个双流6级的低压缸 （A、B），做功后排入凝汽器。

图2 机组设计配汽曲线及对应喷嘴位置图（机头向机尾看）

2 1000 MW 超超临界汽轮机组汽流激振现象简述

基建试运初期，准备首次进行机组满负荷运行，当负荷升至850 MW 左右时，1、2号瓦轴振开始出现波动，负荷升至966 MW 时，振动突然增大，降负荷后迅速收敛。当负荷降至870 MW左右时趋于稳定，再次升负荷至780 MW 时又出现波动，940 MW 时振动曲线再次迅速增大。机组出现激振前后振动变化过程曲线如图3所示。

仅机组1、2号瓦振动变化表现较强烈，3、4号瓦振动增加较小，5～11号瓦振动均无明显变化。同时，各轴瓦金属温度、回油温度无明显变化。鉴于机组运行中轴瓦温度不是很高，且振动增大、瓦温未发生明显变化，因此，将润滑油温度由39℃提高至42℃ （设计油温为40℃～45℃），缓慢增加机组负荷至850 MW，振动逐渐发散。再次提高润滑油温至44℃，振动仍无收敛趋势，降负荷、恢复润滑油温度至40℃。鉴于该机组1、2号轴瓦采用6瓦块可倾瓦结构，且调整润滑油温对振动无影响，可基本排除油膜涡动的影响。

通过图3可以明显看出，机组3次升负荷过程中，振动均在850 MW 左右逐渐发散，950 MW左右振动明显增大。且从机组发生激振趋势图和频谱图 （图4）中可以看出，振动曲线发散时28 Hz分量迅速增大，工频分量基本无变化，而且与负荷和流量有关。从振动机理和特征上分析，发生在该机组的突发振动符合汽流激振的典型特征，具体如下：

（1）振动频率与转子一阶临界转速对应的频率接近，即：

式中：nc——高压转子第一阶临界转速。

（2）低频振动与机组振动负荷有着良好的再现性。

（3）低频振动有一个门槛值。

图3 机组出现激振前后振动变化曲线图

图4 机组发生激振时趋势图和频谱图

3 汽流激振问题处理过程

3.1 首次配汽曲线调整

鉴于机组负荷升至950 MW 左右时出现激振问题，无法实现机组满负荷工况运行，结合振动变化趋势，利用机组停运消缺机会，调整1号轴瓦顶隙 （2号瓦顶隙安装值为设计下限，未进行调整），并对CV4开度曲线进行相应调整。将这一配汽曲线调整方案，定为方案二。

（1）将1 号轴承顶隙由0.55 mm 调整至0.50mm （设计值为0.47～0.62mm）。

（2）微调整CV4开度曲线，首次修改后机组的配汽曲线如图5所示。

再次启动后，当负荷升至800 MW 时，振动曲线开始发散，DEH 综合指令为88%，CV1～CV4开度分别为70%、53%、54%、15%。

图5 首次修改后机组配汽曲线

本次调整虽对CV4开度曲线进行了简单修改，但机组存在的激振问题仍未得到有效解决。因此，降低机组负荷，将CV1与CV4开度曲线对换，曲线修改后机组负荷可以升至1000 MW。CV1与CV4曲线对换后机组满负荷工况运行参数：机组负荷，1000 MW；主汽压力，25.2 MPa；主汽温度，600℃；机组背压，4.5kPa；循环水温，14.2℃；润滑油温，40.2℃；综合指令，91.9%；CV1开度，28.4%；CV2开 度，72.9%；CV3开 度，73.9%；CV4开度，93.0%。CV1与CV4开度对换配汽曲线 （方案二）如图6所示。

3.2 第二次配汽曲线调整 （方案三）

通过对换CV1与CV4开度曲线，机组可以实现满负荷运行，但机组运行状态仍不稳定，低负荷工况振动波动较大；高负荷工况，如主汽参数过低，CV1开度大于35%时，仍会出现汽流激振问题。CV1开度大于35%时，出现激振的振动变化曲线如图7所示。

为进一步优化汽轮机轴系运行状态，对机组配汽曲线再次进行调整。在原设计配汽曲线基础上，将CV1与CV2、CV3与CV4开度曲线分别进行对换，对换后的配汽曲线如图8所示。机组配汽曲线调整后，试升负荷至870 MW 时，汽流激振问题再次出现，重新将机组配汽曲线恢复为修改前状态（方案二状态），机组负荷升至1000 MW 正常。

图6 CV1与CV4开度对换配汽曲线 （方案二）

图7 CV1 开度大于35%时，出现激振的振动变化曲线

图8 CV1 与CV2、CV3 与CV4开度曲线分别对换后的配汽曲线 （方案三）

3.3 最终配汽曲线优化调整 （方案四）

随着夏季的到来，循环水温度逐渐升高，汽轮机排汽压力也随之升高。在其他参数不变情况下，同负荷DEH 综合指令相对增大，机组950MW 工况对应DEH 综合指令约在32%，满负荷运行DEH 综合指令将达到36%。因此，机组未彻底解决的高负荷工况汽流激振问题重新出现。为彻底解决激振问题，恢复机组出力，在机组运行时使用配汽曲线 （方案二）基础上进行优化调整。

图9 机组最终优化配汽曲线 （方案四）

调整分为两步：第一步，将CV1开度曲线完全调整为CV4设计曲线，即将85%综合指令对应CV1全关，恢复为90%综合指令下全关，以改善500～700 MW 负荷段1、2号瓦振幅波动问题；第二步，将CV1最大开度限制为35%，以解决机组在高负荷工况出现的汽流激振问题。机组最终优化配汽曲线如图9 所示。由于CV1最大开度限制为35%，机组在设计主汽参数下最高负荷为980 MW。为实现满负荷工况运行，通过设定0.3 MPa滑压偏置的方法，人为提高主蒸汽参数，使机组达到额定出力1000 MW。

4 汽流激振原因分析与处理

4.1 汽流激振原因分析

从汽流激振的故障源来说，是由于转子与汽缸中心偏差，从而产生了两种激振力，一是密封腔室内径向压力分布不均；二是转子径向扭矩不平衡。

4.2 汽流激振的消除措施

根据汽流激振的机理、轴系稳定性理论和处理蒸汽激振的实践，消除汽流激振的措施可从以下两方面着手：一是限制产生激励条件，即消除或减小激振力；二是增加阻尼，即主要是增加轴承的阻尼。这些措施具体如下：

（1）改变轴承设计，采用稳定性好的轴承，如可倾瓦轴承。

（2）改变汽轮机转子和汽缸中心位置，包括径向和轴向位置。如适当增大叶顶汽封的径向间隙，减小轴向间隙。

（3）采用先进的汽封结构，使轴封成锥形设计，高压进口侧齿尖间隙小，低压排出侧齿尖间隙大。

（4）改变调节阀门开启顺序。

（5）缩短转子跨距，提高转子临界转速。

（6）改变轴承参数，如轴瓦间隙、润滑油黏度、进油压力和温度、轴承比压等。

（7）提高机组的安装和检修质量，防止因检修不当造成的转子在汽缸中发生较大的偏斜。严格控制轴系扬度、轴瓦紧力等，确保轴承在各种负荷下具有良好的稳定性。

4.3 机组汽流激振问题分析及解决思路

鉴于该机组新投产，短期内无大修计划，因此对汽缸内部间隙情况无法进行检查、调整。为解决汽流激振问题，先后对机组配汽曲线进行了3次较大调整，通过3种配汽方案，尝试了蒸汽力3个方向作用在高压转子上，对机组振动产生的不同影响。各方案机组运行参数及振动情况见表1。

对3种配汽方案进行总结，具体如下：

方案一：原设计曲线。高负荷工况CV4开度较小时，其高压转子受力方向为左下方。

方案二：CV1与CV4开度曲线对换。高负荷工况CV1开度较小时，其高压转子受力方向为右上方。

方案三：CV1与CV2、CV3与CV4开度曲线分别对换。高负荷工况CV3开度较小时，其高压转子受力方向为右下方。

图10 3种配汽方式高压转子受力方向

3种配汽方式高压转子受力方向如图10所示。

机组在采用方案二配汽方式时，可实现满负荷运行，但500～700 MW 负荷工况下2号瓦振幅有波动现象，700 MW 以上负荷振动相对较为稳定，特别是夏季工况CV1开度大于35%时，仍会激发振动。采用方案二的配汽方式负荷与振动变化关系曲线如图11所示。机组采用方案一和方案三两种配汽方式，低负荷下振动较稳定，但当机组负荷升至850 MW 以上时，振动逐渐发散或振动突然增大，无法实现满负荷运行。

图11 采用方案二的配汽方式负荷与振动变化关系曲线

对比CV1与CV4开度曲线对换过程中 （方案二修改过程），1、2、3 号轴振测点处的轴颈位移（见图12）：1号轴颈向右移动约20m，2号轴颈向右上方移动约84 m，3 号轴颈向左下方移动约18m。高压转子在蒸汽力作用下偏向右上方，此配汽方式机组可实现满负荷运行，说明该机组汽流激振问题主要出在高压缸内动静部分径向间隙不均，即上部间隙偏大。方案二配汽方式，使高压转子偏上部运行，促使其径向间隙趋于均匀，避免其不平衡蒸汽力引发的激振。

图12 CV1与CV4开度曲线对换过程中各轴颈位移图

采用方案二配汽方式，低负荷工况下1、2号振幅波动，主要由于机组为定-滑-定运行方式，低负荷工况蒸汽参数相对较低，且此负荷段对应综合指令小于85%；CV2、CV3、CV4相对高负荷工况开度较小，CV1也有一定开度，蒸汽向右上方作用在高压转子上的力相对较小，转子无法稳定在偏右上部位置运行；2号瓦振动曲线相对发散，且有一定量的汽流激振出现的低频 （25 Hz）振动 （见图13）。为解决低负荷高压转子低频振动，以及夏季工况高负荷易发生汽流激振问题，对方案二的曲线进行优化，使CV1全关曲线滞后，以减小500～700 MW 负荷段CV1的开度，降低CV1对应喷嘴作用在高压转子向下的力，提高机组在此负荷段运行的稳定性。同时，高负荷工况 （＞850 MW）CV1开度相对方案二也有所减小，有效控制了高负荷工况汽流激振的发生。

图13 2号瓦不同负荷轴心位置及瀑布图

表1 四种方案机组运行参数及振动情况统计

5 结论

通过调整汽轮机组配汽曲线，改变阀门开启顺序及开度的方法，使机组汽流激振问题得到了有效控制。同时，根据不同配汽方式对高压转子轴心位置的影响，结合机组振动变化趋势，对不开缸情况下汽缸内动静间隙偏差有一个初步判断，为机组大修彻底解决汽流激振问题，提供了数据参考。

［1］ 施维新，石静波.气轮发电机组振动及事故 ［M］.北京：中国电力出版社，2008

［2］ 刘凯.电力试验技术丛书——汽轮机试验 ［M］.北京：中国电力出版社，2005

［3］ 姜旭东，李蔚，彭浩宇等.超超临界机组汽流激振力计算模型的研究进展 ［J］.电站系统工程，2008（5）

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