超超临界百万机组不稳定振动故障分析与处理

何斌，袁永强，郭勇，张泽滨

（东方汽轮机有限公司，四川德阳，618000）

0　引言

某电厂百万机组系东方电气集团自主设计制造的新一代超超临界机组。汽轮机型号N1050-28/600/620，超超临界、一次中间再热、四缸四排汽、节流配汽、凝汽式机组。机组在投运中高负荷下出现不稳定的振动，与负荷极为相关，分析表明主要与汽流激振有关。许多文献对于汽流激振问题进行了研究，汽流激振力主要来自叶顶间隙激振力、汽封汽流激振力、作用在转子上的不对称蒸汽力[1-4]，解决措施依具体机组的情况而异。依据运行中相关检查数据，确定了作用在高压缸上的管道力过大造成动静中心严重偏差，机组动、静间中心跑偏是造成汽流激振的重要原因。通过调整处理后机组的不稳定振动得到彻底解决。

1　机组结构

汽轮机包括高压缸、中压缸、两个低压缸。高压缸内缸采用筒形缸结构，高压主汽调节阀布置在机头侧，中压联合汽阀布置在中压缸中部两侧，均采用浮动支承，机组整体布置见图1。轴系由高压转子、中压转子、低压转子A、低压转子B、电机转子组成。转子间采用刚性联轴器直接连接。每根转子受两个轴承支承，轴承从高压至电机端依次编号为1#～10#，1#～4#轴承为可倾瓦结构，5#～10#为椭圆轴承，轴系布置如图2所示。高压缸进汽采用节流配汽，导汽管呈上、下布置方式，运行时两个主汽调节阀开度同步。

图1　汽轮机整体布置图

图2　轴系布置图

2　振动现象

机组在2015年1月12日第一次冲转，定速3000 r/min时机组各测点轴振都小于75 μm，见表1。但机组升负荷过程中高负荷工况1#、2#轴振幅值多次出现跳跃增大，减负荷后振动幅值能回复低值，见图3。频谱分析显示，主要是28.75 Hz分量幅值突增，引起轴振幅值增大，见图4。1#、2#轴振幅值增大后，其轴心涡动轨迹有时会呈现反进动。

图3　机组负荷、1Y、2Y轴振趋势图

表1　机组定速3000r/mi n时各轴振数据

图4　1Y、2Y轴振频谱级联图

从机组高压缸热膨胀曲线看，机组热膨胀随主汽温度及负荷增长变化较缓慢。1月31日检查发现与右侧（文中均指从汽机向电机看）导汽管连接的阻尼器被金属栅格板卡死，约束了导汽管热膨胀竖直向下的位移，导致高压缸2#轴承箱端右侧汽缸猫爪上抬。现场排除该干涉点后，机组高压热膨胀有平缓的增长。

现场进行升、降润滑油温试验表明，变油温对抑制分频振动无作用。历经多次升、降负荷调试，机组方带满负荷，机组振动幅值不再出现大幅突增，1#、2#轴振幅值波动幅度减小至20 μm内。2015年2月9日机组完成168试运。

在168试运后机组消缺期间，进行了轴承翻瓦检查、高压缸两端轴封间隙复测。1#、2#轴承顶隙分别超差0.2 mm、0.1 mm，高压缸轴封右侧间隙几乎消失，汽缸相对转子向左侧偏移。随后处理轴承顶隙、轴封间隙，使其在设计范围内。调整两根导汽管水平段的恒力吊架，管道标高上移6 mm。本次调整后，机组在负荷900 MW以上工况1#、2#轴振幅值出现频繁波动，振动回复至不稳定状态。而后因机组运行中误操作，机组负荷出现三次极大波动，被迫停机。停机后发现高压缸右侧前后两个猫爪完全脱空，高压缸右侧猫爪最大间隙近0.3 mm。

3　振动分析

从机组振动特征看，振动突发与机组负荷相关，振动频率与高压转子第一临界转频接近，属于汽流激振。对于节流配汽调节方式的机组，汽流激振力主要来自通流径向密封处。激振力大小与动静偏心密切相关，偏心度越大、功率越高汽流激振力则大。当机组负荷增大后汽流激振力随之增大，从而造成1#、2#轴振不稳定。机组1#、2#轴振幅值增大后，发生严重的动静摩擦，促使了轴振幅值的快速增大，轴心涡动轨迹有时会呈现反进动。因此，振动突增是汽流激振与动静摩擦耦合作用的结果，主因是汽流激振。

为减小漏汽损失，当前超超临界汽轮机高压径向间隙设计普遍偏小。该机高压叶顶间隙小于同类机组。从实测数据反映，高压缸动静径向间隙左右偏差极大，偏心度必然也大，因而，汽流激振力较大。正是严重的动静中心偏差引发了汽流激振，继而发生动静摩擦故障。经历较大振动运行，小间隙位置磨大后偏心度减小，汽流激振力得以减弱。所以，机组调试期间，历经多次升、降负荷试验，通过动静磨合，有效地使机组振动趋于平稳。但由于未解决造成机组高压动静偏心的关键因素，出现的异常运行状态、不正确的调整等可能加重动静偏心，使机组在高负荷工况下轴振再次出现不稳定。

机组调试阶段，发现导汽管膨胀被约束造成汽缸膨胀受阻；机组运行中误操作后，高压缸右侧猫爪完全脱空。这些现象表明汽缸受到了较大作用力，导致热态下汽缸中心严重跑偏，极大影响高压部分动静中心。要保证热态下动静间隙均匀，须分析高压缸跑偏的主因，并有效地解决。

从运行过程的监测数据看，排除了高压缸异常变形与膨胀滑动面异常。为此，对管道与汽缸模型进行受力分析，管道模型见图5。分析表明，设计条件下管道对汽缸产生推力（矩）均在允许范围内，在各工况汽缸稳定性校核均合格。但冷段管道支吊架安装位移若与设计偏差较大，管道对高压缸作用力（矩）将远大于设计限制值。冷段母管与汽缸较近，接口管道较短刚性大，冷段管道不正常位移极易对高压缸带来较大管道接口力。高压排汽管2#限位支架（位于机组中轴平面上）在母管处，设计是限制排汽母管横向位移。机组实际运行时该处限位两侧存在近10 mm的较大间隙；且冷段管道多个吊架与设计状态偏差较大。分析认为，过大的冷段管道力是引起高压缸右侧两个猫爪完全脱空、汽缸跑偏的主要原因。

图5　与高压缸连接大管道布置图

因此解决该机不稳定振动问题应从减小汽流激振力和提高系统阻尼两方面进行。一是调整轴承负荷与安装间隙，提高轴承稳定性。二是释放冷段管道力，以摆正汽缸，使圆周方向的动静间隙尽量均匀；调正冷段管道吊架及限位，避免热态下对汽缸作用过大的管道力。

4　现场处理

结合机组停机时机，对冷段管道进行处理。对高排管道割口释放管道应力，通过调整支吊架实现切口对口；摆正高压汽缸；更换高排2#Y向限位支架，两侧球面盘并进行加固限位支架等措施。以减小高排管对汽缸的作用力，解决汽缸猫爪脱空、动静中心跑偏问题。

割管后高压缸右侧两个猫爪完全落下，2#限位支架向左侧水平横向移动约5 mm，切口靠炉侧高排母管向炉侧位移约40 mm、向机头位移约15 mm、向上位移约13 mm，切口处目测呈上张口状态。同时更换了有明显磨损的1#、2#轴承。

处理后机组振动明显改善，高负荷工况轴振幅值仍有微小波动，但不影响机组升降负荷运行，机组额定负荷工况振动也基本稳定，1#、2#轴振及负荷趋势见图6。

图6　1Y、2Y轴振及负荷趋势

在随后运行中，有两次高排管的温度快速大幅变化，一次变化幅度50℃、一次变化幅度130℃，汽缸一侧猫爪再次出现脱空。高排管壁温差减小后猫爪处接触状态才能恢复。虽运行操作不当，但也说明高排管与高压缸的连接刚性较大。经与设计院、电厂、汽机厂等各方商议，对冷段管道柔化改进。进一步减小管道对汽缸作用力，保证动静中心，避免再次出现较大汽流激振力。改进前后的管道布置图见图7。在管道柔化改进时还采取了以下措施：

（1）修磨有明显磨损的1#、2#轴颈，更换轴承瓦块，保证轴承工作特性。

（2）将2#轴承标高上抬0.15 mm，增加轴承负载，以提高轴承稳定性。

（3）调正汽缸中心。

（4）一次动平衡加重减小1#、2#轴振基频值。

图7　柔化改进前后的管道布置图

方案实施完成后，机组一次性带满负荷。在机组运行过程中，各工况下机组汽缸猫爪状态正常。机组快速升、降负荷过程高压轴振都很稳定。1#、2#轴振信号中低频分量极小，无汽流自激振动现象。满负荷工况1#～4#轴振数据见图8，各轴振指标优良。

图8　满负荷工况1#～4#轴振数据图

5　总结

（1）该机原布置高压冷段管道与高压缸间连接刚性大，管道限位装置及吊架状态异常，造成作用在汽缸上的管道力过大，引起汽缸猫爪脱空、高压缸中心跑偏。动静中心偏差大是造成机组汽流激振的重要原因。

（2）通过对冷段管道布置改进，调整汽缸与转子中心，保证高压缸圆周方向的动静间隙尽量均匀，减小了汽流激振力；采取保证轴承安装间隙、增加轴承载荷，提高了轴承稳定性；动平衡措施减小转子不平衡振动。彻底解决了机组不稳定振动故障，优化了机组振动指标。

（3）对于高参数大容量超超临界机组，容易发生汽流激振故障，而动静中心跑偏往往是根源。在引起汽缸不正常位移的原因中，管道对汽缸作用力是需要注意的重要因素。

（4）本文对机组高负荷工况出现不稳定振动的处理方法，为类似振动故障处理有很好的借鉴与参考意义。

[1]Alford JS.Protecting turbomachinery from self-excited rotor whirl[J].ASME Journal of Engineering for Power,1965,87(10)：333-344.

[2]史进渊,孙庆,危奇,等.超超临界汽轮机汽流激振的研究[J].动力工程，2003，23(5)：2620-2622.

[3]柴山,张耀明,马浩,等.由于转子偏心引起的气流激振力分析[J].机械工程学报，2000，36(4)：34-37.

[4]张学延,王延博,张卫军.超临界压力汽轮机蒸汽激振问题分析及对策[J].中国电力,2002,35(12):1-6.