汽轮机动静碰磨原因分析及处理

浙江浙能绍兴滨海热电有限责任公司 浙江绍兴 312073

1 事故情况

2019年2月18日,某热电厂投产不足2 a的一台EHNG71/63/160型50 MW级抽汽背压式汽轮机,在停机20 d后启动冲转并网的过程中,因振动突然飙升至跳机值而停机,并网失败。

经开缸检查后,发现汽封齿动静碰磨。转子返汽轮机制造厂检修,又发现大轴产生弯曲。

鉴于此次事故严重影响正常生产进度,并带来较大的经济损失,笔者针对此次事故进行分析总结,为今后类似机组的冲转并网提供意见,避免类似事故发生。

该机组于2019年2月18日10:28进行首次冲转,蒸汽温度为524 ℃,蒸汽压力为8.5 MPa。冲转过程中参数记录见表1。

2月19日02:20,汽轮机2号轴承X向振动开始加剧,从18 μm增大至41 μm。02:26,汽轮机负荷从32 MW降低至29.5 MW,2号轴承X向振动恢复至21 μm。

02:34,因主蒸汽参数上升,在阀门开度不变的情况下,汽轮机负荷上升至31.4 MW。02:40,汽轮机2号轴承X向、Y向振动值达到跳机值,紧急跳闸系统动作,机组跳闸。汽轮机停机惰走时间,即机组跳闸后由额定转速慢慢降低至零转速的时间为8 min,同型号机组正常停机惰走时间为30 min。

表1 冲转过程参数记录

机组停机时上缸温为388 ℃,下缸温为393 ℃,1号汽缸膨胀为14.8 mm,2号汽缸膨胀为14.2 mm,胀差为5.6 mm,1号轴承X向振动为29 μm,Y向振动为29 μm,2号轴承X向振动为132 μm,Y向振动为128 μm。

汽轮机跳机后惰走时间为8 min,对比最近一次惰走时间28 min,时间明显偏短。

机组惰走结束后,盘车过程中转子偏心值上下起伏,03:09为满量程200 μm,03:32降至最低64.9 μm,03:59重新上升至满量程200 μm。通过间隙电压测量换算,目前转子偏心数据约为370 μm。机组冲转前转子偏心数据为40 μm,转子偏心数据严重大于冲转前数据。机组转子偏心数据见表2。

2 振动分析

该机组2019年2月18日冲转过程中,缸温、差胀、轴向位移等运行参数正常。2月19日02:40,机组2号轴承轴振通频幅值大于135 μm,紧急跳闸系统保护动作,机组跳闸。

02:02,机组2号轴承X向运行平稳,轴振通频幅值为24 μm,一倍频幅值为20 μm,其它倍频分量占比小。02:07,机组2号轴承X向轴振出现波动,通频幅值为26 μm,一倍频幅值为21 μm,二倍频幅值为1.5 μm。2号轴承X向轴振三次小幅波动后,X向轴振二倍频分量增大至5 μm。02:31,机组2号轴承X向通频幅值增大至41 μm,一倍频幅值为35 μm,二倍频幅值为11 μm。机组减负荷后振动回落,通频幅值降至23 μm,二倍频幅值为12 μm,一倍频幅值仅为9 μm。02:37后,2号轴承轴振快速增大,且振动以一倍频为主。

表2 机组转子偏心数据

2号轴承轴振幅值快速增大至跳机值的过程中,X向、Y向轴振通频幅值的增大均由一倍频幅值增大造成,一倍频为振动主要分量,且一倍频相位持续增大,可判断为动静碰磨。推测可能是机组并网时,在主蒸汽参数发生变化及后升负荷过程中,内侧汽封与转子的间隙变小,造成动静碰磨。机组运行过程中,2号轴承X向轴振出现二倍频分量,可能原因为转动部件发生轴向碰磨[1-2]。

机组跳闸后,1号、2号轴承轴振继续增大,转速快于临界转速后,振动幅值回落。机组惰走过程持续8 min,较正常的停机惰走时间大幅缩短,就地可听到异声,判断惰走过程中发生碰磨,使惰走时间缩短。

3 开缸检查

2019年2月25日,对汽轮机轴头跳动值进行手动测量,测得轴头最大跳动值为0.24 mm,初步判断转子已产生塑性变形,于是决定对汽轮机进行开缸检查[3]。汽轮机转子于2019年3月2日顺利起吊,现场检查发现平衡活塞、前轴封等处发生动静碰磨,左侧汽封齿磨损严重,前内轴封处有过热现象。对汽轮机进行开缸检查,左侧汽封齿磨损严重,如图1所示。尤其是前汽封、平衡活塞和调节级叶顶位置,部分汽封齿出现倒伏、破损及脱落等现象。

图1 左侧汽封齿磨损

前内轴封处汽封体存在过热痕迹。汽缸揭缸后,拆除前内轴封上半部分,发现前内轴封体中分面有明显过热痕迹,如图2所示,且轴封体汽封齿严重磨损。

图2 前内轴封体中分面过热痕迹

转子返回汽轮机厂后,对转子弯曲进行了复测。测得转子最大跳动值为0.22 mm,位于轴头位置,前轴封和平衡活塞处弯曲分别为0.16 mm、0.19 mm。针对转子弯曲情况,在汽轮机厂内对转子进行外圆修整,对推力盘平面度和前轴颈跳动进行同步修整。

4 事故原因确认

导致本次冲转时汽轮机转子发生大轴弯曲的直接原因是汽轮机动静碰磨,进一步分析,确认了汽轮机动静碰磨的原因。

该型汽轮机组为双层缸设计,高压进汽持环内包含平衡活塞、调节级叶片及部分压力级叶片,缸体较为庞大,且缸壁较厚,热容量较大。机组采用座缸式阀门设计,顺流结构。采用此种结构形式,高温区域集中在汽缸上半部分,夹层流动换热较弱,在高参数进汽情况下,如未充分考虑暖缸措施,加之间隙设置不合理,则汽缸容易出现拱背情况,导致动静碰磨。根据厂家提供的使用说明书及运行实际情况,机组未充分暖缸。在冷态启动过程中,如汽缸温度场分布不均匀,则汽缸就会出现上拱现象,致使汽轮机动静间隙超限[4-5]。

由于汽轮机厂家说明书中的启动曲线不能满足机组的启动要求,因此汽轮机厂家派人至现场收集类似机组在启机过程中的数据,依据机组实际运行情况,多次对启动曲线进行修改,并出具新的启动曲线。本次冲转暖机完全符合汽轮机厂家给出的最新启动曲线要求,且并网前的各项参数均符合汽轮机厂家提出的并网参数要求,但是仍然在并网后产生了振动超标的现象,主要原因是汽缸暖缸不充分,汽缸变形,最终表现为汽缸偏摆,汽轮机动静间隙存在不规则增大或减小,导致动静碰磨[6-7]。

机组采用外缸座缸式阀门设计,管道受力点较高,对汽缸的接口力和力矩提出了更高的要求。主蒸汽管道热膨胀产生的附加力和力矩容易大于汽缸所能承受的许用范围,最终导致汽缸相对转子向炉侧偏摆,汽轮机动静间隙超限[8]。

该型号汽轮机的滑销系统刚性不足,汽缸抵抗外力干扰的能力较差。其中,汽轮机的纵向导向是由近1号轴承处的纵销和与安装在汽缸上的调整组件配合来实现的,如图3所示。机组的绝对死点为分布在2号轴承处的偏心定位导柱,通过偏心定位组件实现汽缸与固定的后轴承座完全限位,如图4所示,滑销系统总体刚度较弱。

热电厂组织人员至大连某公司对该汽轮机厂家后期生产的同级机组进行实地考察,发现这一滑销系统相较于热电厂现有机组已进行设计更改,设计更改后的滑销系统更加稳定,前后滑销系统采用相同形式,为插片结构,并增加了横销和垫片,如图5所示。

图3 汽轮机纵向导向

图4 汽轮机限位

图5 设计更改后滑销系统

5 整改措施及注意事项

导致汽轮机偏摆的原因可能为机组整体受热不均,以及机组缺乏有效暖缸手段,使启动过程中汽缸温度场分布不均匀,同时缺乏足够有效的监视手段,导致汽轮机冲转困难。

该汽轮机冲转过程中并无有效监控手段确认机组振动和相位角的变化与汽缸温度场分布有关,但是在多次启动过程中发现,机组暖机时间越长,上下缸温、左右缸温越接近运行温度,机组各参数越稳定。在多台机组的实际启动操作中,总结出冲转暖机、停机闷缸以控制动静部件间差胀和汽缸膨胀的启动方式[8-9]。

在该机组的暖机过程中,汽轮机处于3 000 r/min转速时,排汽温度持续升高,无法长时间保持在3 000 r/min转速的高速暖机状态。在事故处理后,通过与汽轮机厂家充分沟通,明确再次启动过程中机组排温应保持在345 ℃以下,3 000 r/min高速暖机时间大约可保持6 h。

根据本次汽轮机冲转经验,在机组并网后应维持10 MW负荷暖机,确保机组上下缸温高于400 ℃,且上下缸温和左右缸温差值小于50 ℃,这样方能继续增大负荷,且负荷不宜增大过快。

冲转前转子偏心值与原始值相比,偏差量应不大于20 μm。

冲转、暖缸过程中,汽轮机任意一个轴承的轴振值出现持续上升至50 μm时,必须停机。查明原因并处理,连续盘车4 h后再次启动,设置40 μm报警值。基于该机组多次启动经验,可以明确50 μm振动值是保护汽轮机转子的有效手段,在冲转过程中应以该振动值作为汽轮机冲转过程中存在异常的有效监视手段[10]。

机组并网后,进行背压切换时,控制机组排汽温度变化应不高于10 ℃/min,并加强轴位移、推力瓦温和振动的监视。

停机后按照厂家规定严格执行闷缸要求,投入连续盘车,监视上下缸温差小于50 ℃,转子偏心值恢复至初始状态。

6 结束语

通过分析可知,发生动静碰磨的汽轮机组,其滑销系统刚度不足。针对相同型号机组所设计的滑销系统,后续产品均进行了优化改进,以消除外力对汽缸偏摆造成的影响。对于目前热电厂正在运行的机组,暂时无法对滑销系统进行升级改造,可在后续机组停机检修工作中逐步优化改进,以提高滑销系统的刚性。在事故处理中,通过分析总结冲转过程中的暖机经验,解决机组存在的暖缸过程中温度场不均匀问题。