神华亿利能源有限责任公司发电厂2号机组系哈尔滨电气集团公司生产的超高压200 MW直接空冷凝汽式汽轮发电机组。机组在单阀方式运行时,4个高压调节阀开度一致,为全周进汽方式,汽机大轴受力均匀,机组振动状态稳定^[1]。

由单阀切换至顺序阀运行时,4个高压调节阀开启顺序为:1号+2号→3号→4号。1号、2号调节阀同时开启先进汽,开度至69%时3号调节阀开启;3号调节阀开度至86%时,4号调节阀开启,喷嘴组配汽方式为部分进汽。2 故障分析与临时措施2.1 故障现象

2号机组由单阀向顺序阀方式切换时,在部分负荷区间运行会发生轴振突增问题,轴振瞬间达到288 μm,造成轴系失稳,严重影响机组的安全稳定运行^{[2, 3, 4]}。

2014-07-26,2号机组停运后进行了A级检修。本次检修虽然在一定程度上抑制了高中压转子低频振动的波动,同时使6号轴承的金属温度降低了10℃左右,但发电机转子出现了轴振波动情况,其中5号轴承x向轴振波动尤为突出,振动波幅达30 μm左右。机组1号、2号调节阀全开,3号调节阀开度25%,主汽压力12.7 MPa,负荷185 MW时,部分参数记录曲线如图 1所示。

图 1(Figure 1)

图 1 机组部分参数记录曲线

(1) 振动呈低频波动,而且振动波幅大。机组定速后,发电机转子各测点均存在不同程度的低频振动波动,其中5号轴承x向轴振尤为突出,在10月27日、28日的带负荷试验中,轴振最大波动达150 μm。

(2) 振动与机组负荷关系不大。5号轴承x向轴振波动幅度与负荷等运行参数没有对应关系,只是由于运行时间的延长,导致5号轴承x向轴振基数增大,使得其在高负荷工况下的振动更为剧烈(如图 1、图 2所示)。

图 2(Figure 2)

图 2 5号轴承x向轴振趋势图

(3) 存在低频谐波分量。发电机低频振动频率成分为12.45 Hz (见图 3),而在启动过程中,5号轴承x向轴振在该频率对应的转速(740 r/min)存在峰值(见图 4),符合轴承稳定性不足的振动特点,即轴承稳定性不足产生低频谐波分量^[3]。一般该分量的频率为半倍频振动,但有时也对应转子最低阶的临界转速,或该临界转速的一半或数倍^[4]。

图 3(Figure 3)

图 3 5号轴承x向轴振波形及频谱图

图 4(Figure 4)

图 4 5号轴承x向轴振BODE图

(4) 轴承顶轴油压摆动剧烈。分析5号轴承的轴心轨迹(见图 5),以及5号、6号轴承顶轴油压存在的剧烈摆动现象,说明5号轴承存在稳定性不足的问题^[4]。

图 5(Figure 5)

图 5 5号轴承轴心轨迹图

5号轴承处轴颈与低压转子相连,相当于增加了1个约束,而6号轴承处轴颈不仅少1个约束,且后面还有1个外伸端。通常在负荷相同工况下,6号轴承处轴颈的轴心浮起应更为明显,但对比5号和6号轴承处轴心位置图(图 6)可知,5号轴承处轴颈浮起量远大于6号轴颈,说明5号轴承的荷载偏小。

图 6(Figure 6)

图 6 发电机轴心位置图

(1) 5号轴承荷载不足。当机组由单阀切至顺序阀时,由于转子受力不平衡导致大轴中心位置偏移,使得轴承间隙发生变化,6号轴承进油侧间隙减小,引起轴承温度升高(6号轴承温度比5号轴承高20℃左右),同时也说明5号轴承承载较小,引发发电机轴承的稳定性下降。本次检修时通过修刮6号轴承,尽管降低了轴承温度,但同时也增大了6号轴承间隙,使得发电机支撑刚度下降。另外,转子中心的偏移也将通过汽流激励轴系振动,进一步加剧发电机转子低频振动的波动^[5]。相比于6号轴承,5号轴承荷载更小,油膜刚度更低,扰动强度相同时,油膜振荡激发出的低频振动波动幅度将更大。

(2) 汽轮机配汽方式设计不合理。2号机组的阀门配置方式如图 7所示。机组顺序阀运行时,高压调节阀按照1号+2号→3号→4号的顺序开启,因汽轮机配汽方式设计不合理,调节级非对称配汽导致汽轮机转子产生了不平衡汽流激振力,对汽轮机转子振动形成扰动,造成振动幅值波动和轴承温度升高,因此,机组变负荷运行时不平衡汽流的激振是引起机组轴系振动失稳的主要原因^{[5, 6]}。

图 7(Figure 7)

图 7 阀门配置和原开启顺序

为了解决2号机组运行过程中轴系振动大问题,现场采取了以下措施。2.3.1 运行控制

(1) 在各轴承温度不超标的前提下,将润滑油进油温度控制在43~45℃,以尽量减小油膜厚度,增大油膜刚度,提高轴承稳定性。

(2) 5号轴承轴振出现剧烈波动时,适当降低机组负荷,以减小5号轴承轴振的振动基数;同时适当提高低压缸真空度,增加5号轴承的荷载。

(3) 如5号轴承轴振波动十分剧烈,且降负荷效果不明显,可临时启动顶轴油泵,增大润滑油膜的静压,破坏轴承油膜的涡动。2.3.2 检修处理

(1) 对低-发对轮连接状况(包括圆周偏差、螺栓紧力及紧力均匀度等)进行检查,尤其是对轮连接螺栓的紧力及紧力均匀度进行复核。

(2) 对5号、6号轴承间隙及紧力进行复查,按照安装标准的下限进行调整,减小5号轴承的顶隙。

(3) 对5号、6号轴承轴颈杨度进行检查,并对发电机转子悬臂端(6号轴承外侧)的偏摆进行检查,以验证是否存在摆动。

(4) 利用停机机会,对5号轴承轴振探头的安装状况进行检查,排查因传感器支架松动引起的振动波动。

(5) 将6号轴承标高降低0.08 mm左右,如果条件限制,也可将5号轴承的标高抬高0.05~0.08 mm,以增大5号轴承的支撑荷载。

鉴于该型机组轴系振动相对敏感,采取所有调整措施时,都按照保守取值。但采取上述措施后,仍未能从根本上解决机组的振动问题。3 轴系振动故障解决措施及效果3.1 解决措施3.1.1 优化改进汽轮机配汽方式

高压调节阀的非对称进汽方式不但影响机组的轴系振动,也不利于机组的经济运行。经理论分析和开展高压调节阀特性现场试验^[5],认为调节阀较合理的进汽顺序为:2号+4号→1号→3号。配汽优化改造前、后的顺序阀配汽规律见图 8。采用对角非全周进汽方式,可以消除转子所受的不平衡汽流激振力。由于顺序阀方式为部分进汽,调节阀存在一定的节流损失,而对称进汽配汽方式更合理,可降低调节级的节流损失,提高机组安全性和经济性^[6]。

图 8(Figure 8)

图 8 配汽优化改造前、后的顺序阀流量特性曲线

顺序阀运行时,调节阀对称进汽方式虽然消除了因不平衡汽流激振力引起的转子轴系失稳振动问题,但如果阀门开启重叠度设置不合理,会造成很大的节流损失,影响机组的运行效率^[7]。

根据各负荷段每组喷嘴进汽数量的不同,优化了阀门开启的综合流量指令,得到最优配汽方案,使各负荷区间内的调节阀处于全开或全关状态,降低了调节级的节流损失,提高了机组效率^{[7, 8]}。

运行中高压调节阀的实际流量特性会与DEH控制系统中预设的流量特性函数曲线存在差异,导致单阀、顺序阀切换时对机组负荷、振动、轴承温度等造成较大扰动。因此,通过流量特性试验重新校正了高压调节阀的实际流量特性曲线,合理设置了各调节阀的综合流量开启指令及阀门开启重叠度,使得综合阀位流量特性曲线的线性度更好,提高了汽轮机调节系统的稳定性,减少了单阀、顺序阀切换对汽轮机的扰动,进一步降低了节流损失,提高了汽轮机运行效率和安全性。3.2 效果分析3.2.1 降低机组轴系振动幅值

通过优化改进调节级配汽方式,解决了汽轮机轴系失稳振动大问题^[9],尤其是调节级部位对应的2号轴承的振动幅值(见表 1)。调取DCS中机组轴承振动历史数据对比分析可知,配汽优化改进后,机组由单阀切换至顺序阀运行时,1号、3号轴承处轴振值基本未变,2号轴承处轴振大幅下降至70 μm以下的良好水平。

表 1(Table 1)

表 1 配汽优化改进后机组振动监测数据 μm

表 1 配汽优化改进后机组振动监测数据

2号机组配汽方式优化改进后,西安热工研究院有限公司分别对其进行了机组额定负荷的60%、70%、80%、90%、100% 5个工况热力试验,结果见表 2所示^{[10, 11]}。

表 2(Table 2)

表 2 2号机组配汽方式优化前、后热耗率比较 kJ/kWh

表 2 2号机组配汽方式优化前、后热耗率比较

试验结果表明,配汽方式优化后机组在不同负荷下的热耗率均有下降,负荷越低下降越多,说明优化后机组在低负荷段的节流损失下降更快。以热耗率平均降低37 kJ/kWh计算,配汽方式优化后机组煤耗率减少2 g/kWh,经济效益显著^[10]。4 结束语

通过优化改进机组高压调节汽阀配汽方式,合理设计阀门开启重叠度,提高阀门流量特性的线性度,消除了不平衡汽流激振力引起的轴系失稳问题,而且有效地降低了调门的节流损失,提高了机组运行的经济性。