韩庆祝+丁建学

摘 要：汽轮机高压调门振荡威胁机组运行稳定性和安全性，而造成调门振荡的原因很多，该文对机组顺阀运行方式下调门振荡原因的分析及处理，彻底解决了调门振荡故障。整个分析论证过程，理论与实践相结合，逐一排除可能引起调门的震荡的因素，为判断分析同类故障提供借鉴，有助于快速判断此类故障原因，制订预防措施，保障机组安全。

关键词：汽轮机 高调门 振荡

中图分类号：TK267 文献标识码：A 文章编号：1674-098X（2016）12（a）-0072-02

汽轮机为东方汽轮机厂C300＼235-16.7＼0.35＼537＼537型单轴、高中压合缸、亚临界、一次中间再热、两缸两排汽、采暖用可调整抽汽凝汽式汽轮机。高压进汽由两个高压主汽门MSR、MSL及4个高压调速汽门（GV1-GV4）组成，进汽方式为全周进汽或部分进汽两种方式。中压进汽部分由2个中压联合汽阀调速汽门组成，进汽方式为全周进汽。DEH（数字电流调节）控制系统为ABB INFO-90系统，高压进汽设有单阀（全周进汽）和顺阀（部分进汽）两种运行方式。顺阀时GV1、GV2同时优先开，GV3次之，GV4最后。

1 实例情况

该机组投产后不久，顺阀方式运行时，在综合阀位指令为68%、87%附近经常出现调门经常性振荡现象，严重威胁机组安全运行，远离该两点，控制恢复正常。针对调门振荡情况进行综合分析，发现68%、87%指令为顺阀运行时GV3和GV4调门刚开启位置。经过对历史数据的分析，整理及在线的检查试验，最终判断结论为，汽轮机实际进汽流量在上、下级调门重叠处偏离设计值过大，造成上、下级阀门叠加后局部理论流量与实际进汽流量远远偏离，实际功率突变与目标负荷偏差过大，造成过调。由于功率闭环，调节器频繁动作，造成调节回路经常发散振荡，功率、汽压、调门产生亦随之程发散性振荡。为此，我们通过修正高调门流量特性曲线，改变了上下级调门的重叠度，并在机组大修停机期间实施，启机后恢复正常1。

但机组在顺阀方式下，综合阀位指令70%附近位置，再次出现了功率、阀位、综合阀位指令发散振荡现象。调门、功率、综合阀位指令几乎同时振荡，功率振荡幅度达14 MW，阀位的振荡幅度也达19%。

2 分析及处理过程

机组当时在AGC方式下顺阀运行，在汽机主控指令70.7%附近时，1、2、3号调门出现振荡现象。汽机指令70%附近为3号调门将要开启位置。通过机组历史曲线检查，大修后高调门一直没出现过类似以前波动情况，此次是大修启机以来首次波动。

2.1 原因分析

通过不断地跟踪与分析，发现起初每次波动时的总阀位指令总在70%附近，位置比较固定，可以排除液压方面、线路方面的原因，初步判断可能的原因还是流量特性曲线问题，只是导致流量特性曲线的原因可能和原来有所区别2。初步怀疑3号调门零点发生飘移或机械连接松动，使上、下级阀门交替处流量特性发生偏离。为了排除3号调门的影响，将3号调门的开启位置由总阀位指令70%推迟到74%位置。观察发现，当再次波动时，在总阀位指令71%附近，而此时3号调门没有参与调节时，调门仍然出现振荡，因此，排除了3号调门的影响。

通过对这段时间内的历史曲线分析，初步判断认为1、2号调门其中的一个或两个存在空行程，可能某个连接处松动，导致调门开、关滞后，调节滞后，造成负荷反馈滞后，产生过、欠调，由于功率闭环，导致调门振荡。为此，我们决定对1、2號调门进行关闭试验。

2.2 试验方案与措施

机组退出AGC，投入CCS方，维持负荷在180～210 MW，保持顺序阀运行。

运行人员维持机前压力恒定，注意监视TSI相关参数变化情况。

在组态中首先强制关闭CV1，按0.5%递减，预计关至40%位置，观察阀门反馈及负荷等参数的变化，做好参数的记录；再反向打开CV1开度，按0.5%递增，直至当前指令对应位置，同样观察记录负荷变化情况，以同样方式进行CV2试验。

2.3 试验结论

试验中发现，CV1从100%关至72.6%时，负荷从183 MW降至166 MW，为保证机组安全，停止关闭CV1，恢复CV1到正常开度。在CV1开关过程中，出现2次阀门开度变化较小而机组负荷波动较大的异常现象，一次是关门过程中阀门开度76%时，开度递减0.5%，负荷降低5 MW，另一次是开门过程中在阀门开度86.4%位置，开度递增0.5%，负荷增加2 MW。CV2从100%关至40%，负荷从180 MW降至174 MW，整个过程除再热器减水造成负荷变动外，负荷变化平稳，未发现明显的负荷波动现象，整个试验过程对负荷的影响较小。

根据上述试验过程，初步判断CV1调门故障，一是CV1存在框量（链接下存在松动等），造成负荷突变。二是CV1阀芯在下降，而且在加剧，即显示70%阀门开度，实际开度可能在30%左右，所以，造成大阀区域调节作用过强。而且，同类型机组出现过类似阀芯退出问题3。

3 检查结果

机组停机检修时，对调门解体发现CV1高压调门的十字头比CV3压调门的十字头高出45 mm，而高压调门的全行程才为（49±2） mm，十字头与门杆只有2～3扣的联接。通过测量计算与3号高压调门的行程对比确定和修前一致。

进一步解体检查发现，止动板与十字头并没有脱落连接较好，但止动板与高压调节阀杆配合处磨损较为严重，已经磨圆，止动板已失去作用，使阀芯在高速汽流的冲击下，逐渐退出提升螺母。

3.1 造成阀杆退出原因

一是在高压阀内的高速汽流扰动力的作用下，如果止动板与高压调节阀杆配合间隙控制不到位会造成止动失效，阀杆退出提升螺母，在机组快关时，使阀杆螺纹或提升螺母螺纹损坏。

二是止动板与高压调节阀杆配合面积偏小，造成止动失效。

三是装配时阀杆与十字头的紧固力矩不够造成配合松动。

对另个3个调门进行检查，高压调门的止动板与阀杆的配合间隙≤0.05 mm，没有磨损的迹象，阀杆行程在76～77 mm范围内与大修修后记录吻合。

3.2 解决措施

一是在复装时，保证止动板与高压调节阀杆间隙控制在0.02～0.05 mm。

二是适当增加止动板与调节阀杆接触面的宽度，比原来的止动板加厚8～10 mm。

三是将门杆与十字头的紧固力矩保证，力矩为4 500～4 800 N·m（450～480 kgf·m）。

4 结语

通过调门振荡的跟踪分析处理，深入分析了造成调门振荡的影响因素，为判断同类型故障提供了理论依据，为处理此类事件具有一定的借鉴作用。同时发现调门重叠度的优化在节能方面，还有一定的优化空间。在保证机组稳定运行的前提下，进一步缩小顺阀时调门的重叠度，将会在一定负荷范围内大大地减小了进汽的节流损失，从而达到节能降耗的目的。目前，为响应国家节能降耗的严格要求，新建机组在调试时进行顺阀时调门流量特性试验，确定调门的最佳重叠度，优化调门流量特性曲线，对机组今后节能、稳定运行有一定的指导意义。

参考文献

[1] 张宝，樊印龙，顾正皓，等.大型汽轮机流量特性试验[J].发电设备，2012，26（2）：73-76.

[2] 王宝忠.汽轮机高压抗燃油液压系统[Z].东方汽轮机自动控制工程有限公司，2005：1-36.

[3] 孙俊峰，唐海宁.600MW汽车调门晃动原因分析及治理[J].江苏机电工程，2008，27（2）：33-36.