呼志广

（神华国能（神东电力）集团技术研究院，陕西 西安 710065)

0 引言

某电厂1号机组为国产超高压、一次中间再热、单轴、双缸、双分流、直接空冷凝汽式汽轮机，机组型号为NZK200-12.75/535/535，本机组转子分为高中压转子与低压转子两部分，且均为无中心孔整锻结构，高中压转子与低压转子采用刚性靠背轮连接，整个汽轮机为4支点支承，即高中压转子和低压转子分别由两个轴承支撑。轴承均为椭圆瓦落地支持轴承。主蒸汽通过2个高压主汽阀门、4个高压调节门、4组喷嘴进入汽轮机做功，该机组顺阀运行时1号、2号轴振会出现剧烈波动，机组长期处于单阀状态运行，严重影响机组的经济性。

1 机组由单阀切顺序阀出现的振动情况

1号机组单阀运行时轴系振动数据如表1所示。

2号瓦轴振较大，其余轴瓦轴振均在合格范围。

表1 负荷200 MW单阀运行1号机组轴系振动数据（通频）

单阀切顺阀1号机组轴系振动数据如表2所示。

切至顺序阀后1号、2号瓦轴振有较大幅度上升。

通过单阀切顺序阀试验发现，机组在切顺序阀后1号、2号瓦轴振发生了剧烈的波动，严重影响机组安全，机组无法实现顺序阀运行。

表2 单阀切顺阀1号机组轴系振动数据（通频）

2 机组由单阀切顺序阀出现的振动原因

该机组高压调节门对应的喷嘴组位置如图1所示。

图1 高调门布置图

当机组单阀运行时，4组喷嘴的进汽量相同，蒸汽作用在转子上的力互相平衡。

当机组切为顺序阀运行时，I、II喷嘴进汽，III、IV喷嘴不进汽，蒸汽作用在转子的力不平衡，它会产生一附加的蒸汽激振力Fb[1]。

顺阀运行时，转子受到一个向左的力F，如图2、3、4所示。

图2 蒸汽作用在转子上的力示意图

图3 转子受力示意图

图4 合成力偶图

F和Fa构成力偶，驱动转子旋转，Fb就是一个附加的蒸汽激振力[2]。

转轴在Fb作用下偏离原始位置，右侧油楔增大，进油量增大，油膜厚度增加，轴瓦温度下降，2013年7月13日切顺序阀过程中，1号、2号轴承温度分别下降了12℃、9℃，说明了这一点。转子在Fb作用下失稳，1号、2号瓦轴振增大，当振动增大到一定程度，高中压转子和汽封发生了碰磨，振动进一步加剧。从一、二瓦轴振频谱分析也能证实这一点，当轴振增大时，一、二瓦轴振1/2频率占有较大的份额[3]。

3 机组由单阀切顺序阀出现的振动处理

针对机组由单阀切顺序阀出现的振动，主要采取了三方面措施，第一，转子高速动平衡，降低转子基础振动值；第二、阀门配汽优化试验；第三、转子中心调整。

3.1 转子高速动平衡

为了降低2号瓦轴振，采用在中、低联轴器配重方案。根据2X、2Y轴振基频振动的幅值和相位，结合2号瓦的瓦振的数据采用如下平衡方案[4]。

平衡后1号机组单阀运行时轴系振动数据如表3所示。

图5 X、Y向轴振和键相探头安装位置及中、低联轴器加重示意图

表3 平衡后200 MW单阀运行1号机组轴系振动数据（通频）

平衡取得了较好的效果。

3.2 阀门配汽试验

调门开度试验振动数据如表4所示。

通过试验，改变配汽方式由I+II、III、IV改为III+IV、II、I，蒸汽附加力是向右的，有利于转子的稳定，机组振动明显好转。

3.3 轴承标高调整

通过转子高速动平衡和调节门配汽优化，取得了很好的效果，但在工况变化时仍会偶然出现振动波动跳机现象，为此，对转子相对于汽缸中心进行了调整，1号瓦、2号瓦标高下调0.15 mm，调整后机组再未发生过振动波动现象。

表4 调门开度试验振动数据（通频）

4 经济效益

在176 MW时，由单阀运行变为顺序阀运行，主蒸汽流量下降了约20 t/h，取得了很好的经济效益。

5 结束语

这台机组高压调节门配汽方式对机组振动影响较大，通过机组的平衡降低振动基础值，再通过阀门配汽试验，转子中心调整，机组由单阀切为顺阀运行，取得了较好的经济效益，对同类现象的机组具有一定的参考作用。