600 MW超临界机组配汽特性对轴系振动的影响

2019-10-11陈浩徐军锋

综合智慧能源 2019年9期

陈浩，徐军锋

(华电电力科学研究院有限公司，杭州 310030)

0 引言

目前，汽轮机主要采用的配汽方式为节流调节和喷嘴调节。节流调节又称全周进汽，各调节阀门开度保持一致，当外负荷变化时，通过改变阀门(以下简称阀)开度改变进汽量以适应外界负荷，该方式进汽均匀，适合机组启动暖机阶段。喷嘴调节又称部分进汽，当外负荷变化时，各调节阀循序逐个开启或关闭，在部分负荷下，几个调节阀中只有1个或2个调节阀未全开。在相同的部分负荷下，采用节流调节的汽轮机进汽节流损失较小，机组的内效率较高[1-3]。

目前我国大部分燃煤机组都参与调峰。部分负荷工况下汽轮机配汽特性不仅影响机组运行的经济性，而且直接影响轴系的稳定性。

1 机组概况

某600 MW超临界机组采用哈尔滨汽轮机厂设计制造的单轴、三缸、四排汽、一次中间再热、凝汽式汽轮机。高中压缸采用合缸结构。主蒸汽调节阀(以下简称主汽阀)与调节阀为联合阀结构，机组设计2个联合阀分别布置在机组两侧，每个联合阀由1个水平布置的主汽阀和2个垂直布置的调节阀组成。来自调节阀的蒸汽通过4个导汽管进入高中压缸中部，然后进入4个喷嘴室。主汽阀为油动机控制水平放置的“柱塞”型阀，由液压执行机构驱动，可以在机组启动时转速快速关闭。该机组共有4个调节阀(CV1，CV2，CV3，CV4)控制高压缸的蒸汽流量。表1为该机组设计参数。原配汽方式下，从调端看转子运转方向为顺时针，如图1所示。

表1 机组设计参数Tab.1 Design parameters of the unit

图1 原配汽方式下转子静态气流力Fig.1 Static airflow force of the rotor with original steam distribution mode

2 配汽方式不合理引起的轴瓦振动

机组在一次大修后，在高负荷(550～600 MW)运行时，#1和#2轴瓦频繁出现振动幅值突然增大的现象，其中#2轴瓦的表现尤为明显。将负荷降低至500 MW以下，振动幅值又开始慢慢回落，但满负荷下机组无法长期稳定运行。调取机组运行历史趋势，发现负荷为550 MW时，#2轴瓦发生不稳定振动，x方向振动幅值由正常时的75 μm最大增加至137 μm，同时#2轴承金属温度由89.1 ℃降至87.4 ℃，持续十几分钟后，振动幅值又开始慢慢回落至80 μm，轴承金属温度也缓慢升高，但相比于振动幅值的变化有一定的延迟[4]。该汽轮机高压缸原进汽方案的进气调节阀控制顺序为先同时开启CV1和CV4，根据重叠度设定函数，开启CV2，最后开启CV3。若将原配汽方式切换为全周进汽调节，机组在额定压力时可以顺利达到满负荷运行，但全周进汽调节存在较高的节流损失，只能作为一种过渡调节手段，长期运行是十分不经济的。

分析上述振动故障特征，轴瓦振动与机组负荷、调节阀控制方式有较强相关性，高负荷下轴瓦会频繁发生振动，改变调节阀控制方式或降低机组负荷后故障消除。初步判断振动为汽流力作用下的自激振动，造成该故障有如下几种原因[5]。

(1)叶顶间隙激振力。汽轮机转子与静止部分的位置不同心时，会造成叶轮叶顶间隙沿周向方向的各向异性，并导致蒸汽在不同周向位置处的间隙泄漏量不均匀，产生激励转子涡动的切向力[5]。

(2)密封汽流激振力。转子在密封腔中的偏置会引发密封流体激振力，转子上的力可分解成一个通过转子中心的径向力和一个垂直于转子偏移方向的切向力，切向力达到失稳边界值时，会导致转子的强烈振动。

(3)静态汽流力。部分进汽引起时，汽流作用在转子上的力称为静态汽流力，在汽轮机喷嘴调节过程中，高压缸调节级的不同的进汽方式会导致转子受到不同方向的气流力作用。当静态汽流力矢量叠加后的方向向上时，会使轴承载荷变小，导致轴系稳定性降低，容易造成转子运动失稳。

造成以上激振力的情况有2种：机组大修没有严格按照检修规程执行，造成转子与静子初始中心位置不同心，叶顶间隙和隔板汽封间隙不均；机组配汽方式不合理，蒸汽从喷嘴喷出后推动叶轮转动，产生导致不稳定的切向力。轴承轻载，转子在向上静态气流力作用下导致轴承失稳、阈值增加、稳定性裕度低。高负荷和高进汽参数转子容易发生自激振动。如图1所示，原配汽方式下，CV2开启后，从调端方向看转子受到右上方向的静态气流力，转子中心向上移动，轴承偏心率变小，容易失稳。

查阅机组大修相关技术文件，主要技术指标均验收合格。建议下个周期大修时，仔细检查、调整转子围带汽封和隔板汽封的径向间隙，防止周向间隙偏差过大，将叶顶汽封更换成能够消除低频激励的蜂窝汽封或迷宫式汽封，并适当抬高#1，#2轴瓦的标高，可从根本上消除自激振动。但因电厂发电任务重，停机检修会造成一定经济损失和社会影响。为了兼顾机组运行经济性与安全性，与厂方沟通决定通过改变配汽方式来消除故障，同时为寻求最优阀序控制方式，进行了配汽特性现场试验研究。

3 配汽特性试验研究

将原配汽方式CV1+CV4→CV2→CV3改为CV1+CV3→CV2→CV4。为获得各个负荷下机组最佳热耗，依照《电站汽轮机热力性能试验验收规程》在该机组负荷为600，550，500，450，400和350 MW时进行配汽特性试验[6]，不同工况下的试验数据见表2—4[7-8]。试验期间密切监视#1和#2轴瓦的振动和轴承金属温度，一旦超过机组设定的报警值应立即终止试验，恢复到初始状态，待稳定后再进行下一步计划。

表2 350 MW和400 MW负荷下配汽方式调整试验Tab.2 Experimental on steam distribution adjustments under 350 MW and 400 MW load

表3 450 MW和500 MW负荷下配汽方式调整试验研究Tab.3 Experimental on steam distribution adjustments under 450 MW and 500 MW load

表4 550 MW和600 MW负荷下配汽方式调整试验研究Tab.4 Experimental on steam distribution adjustment under 550 MW and 600 MW load

根据表2可知，350 MW负荷下，主蒸汽压力为17.25 MPa时机组热耗最低、经济性最优，对应的CV1—CV4的开度为100%，19%，100%，0%；400 MW负荷下，主蒸汽压力为18.22 MPa时机组热耗最低，对应CV1—CV4的开度100%，24%，100%和0%。

根据表3可知，450 MW负荷下，主蒸汽压力为20.48 MPa时机组热耗最低、经济性最优，对应的CV1—CV4的开度为100%，24%，100%，0%；500 MW负荷下，主蒸汽压力为21.90 MPa时机组经济性最优，对应CV1—CV4的开度为100%，27%，100%和0%。

根据表4可知，550 MW负荷下，主蒸汽压力为23.60 MPa时机组热耗最低、经济性最优，对应CV1—CV4的开度为100%，31%，100%，0%；600 MW负荷下，主蒸汽压力为额定压力24.16 MPa时机组经济性较优，对应CV1—CV4的开度为100%，100%，100%和14%。

根据表2—4的最优方案，对机组配汽方式进行调整，调整后机组负荷与各调节阀开度之间关系如图2所示。

60%～90%负荷区间内，CV1和CV3一直保持100%开度，CV4保持关闭，CV2的开度从20%变化到30%；90%～100%负荷区间内，CV1和CV3一直保持100%开度，CV2开度从30%至全开，同时CV4开度从0%增至20%。机组在一定的部分负荷下，为减少节流损失而增大调节阀开度，此时主蒸汽压力变小，导致循环效率降低；若通过减小调节阀开度来增加主蒸汽压力、提高机组循环效率，又会导致节流损失变大[9]。部分负荷下提高循环效率和减小节流损失是相互矛盾的，通过上述配汽方式调整试验可以获得最佳阀序控制方式，得到主蒸汽压力和调节阀开度的最佳工作点，使机组综合效率最高，经济性最优(即热耗最小)。

图2 配汽方式调整后负荷与调节阀开度关系Fig.2 Relationship between load and valve opening after adjusting steam distribution

表5为试验期间记录的配汽方式调整前、后#1～#4轴承金属温度与振动幅值。可以看出配汽方式调整后，机组#1和#2轴承金属温度较调整前提高了2～3 ℃，#3和#4轴瓦距离主蒸汽进汽阀较远，配汽方式调整对两轴承金属温度影响较小。进汽方式的改变使作用在转子上的汽流力发生变化，增加了轴瓦载荷，根据流体动压润滑原理，此时轴承的偏心率相应变高，轴承失稳阈值范围减小，轴系稳定性裕度提高[10]。