50 MW背压机组缸体偏心摆动问题的分析及对策

李丰均1，孙海龙1，季先超1，陈 杰2，石家魁，万 杰

(1.浙江浙能绍兴滨海热电有限责任公司，浙江 绍兴 312073; 2.浙江浙能技术研究院有限公司，浙江 杭州 310052; 3.哈尔滨工业大学，黑龙江 哈尔滨 150001)

0 引言

当前，随着城市供热、工业印染等热蒸汽需求的持续增加，背压型热电联产机组开始受到广泛关注和应用[1-2]。文献[3]提出了基于背压机组的热电联供型光热电站与建筑相变储能的离网型综合能源系统。文献[4]针对大中型热电联产机组与背压机组匹配抽凝机组选型方案进行了研究。文献[5]提出在超临界350 MW机组上，采用背压式给水泵小汽轮机工业供热的策略。其中，50 MW级别背压机因其在启停方面的灵活、高效等优势，在国内主流机型中所占比重不断增长。为了解决50 MW级别汽轮机在实际运行中出现的各类问题，研究人员都开展了不少相关工作。文献[6]针对50 MW汽轮发电机组的轴封漏气问题，分别从结构以及运行参数两个方面进行了论述。文献[7]阐述了汽轮机停机后汽缸下半汽封齿碰磨的原因，提出了防止汽封齿碰磨的优化措施。文献[8]从理论和实际上分析了背压机组自容式油动机故障关闭的原因，指出了存在的问题，提出了解决措施。文献[9]论述了用涡流传感器监测旋转机械转轴振动的偏心摆动问题，提出了一种在时域完全去除偏心摆动的方法，对旋转机械转子振动中的偏心摆动处理。文献[10]针对50 MW级别的光热汽轮机，基于理论建模分析了轴系的振动特性。然而，针对50 MW背压机组在启动或变负荷运行时出现的缸体偏心摆动问题，未见权威公开文献对此进行详细阐述。

本文以某电厂50 MW级背压机组为实际案例，针对所发现的汽缸偏心摆动问题进行详细分析，并针对性的提出了应对措施，保障了50 MW机组的安全稳定运行。这对于解决同类型机组偏心摆动的问题具有借鉴价值。

1 故障的现象概述及机理分析

1.1 故障现象概述

某电厂配备4台由杭州汽轮机厂设计的50 MW抽汽背压机组。机组投运后，在启动过程中，均出现主蒸汽管道有剧烈振动的现象，且带动汽缸轻微振动。现以一次启机过程出现的问题来分析，其事故过程如下：机组冲转后，#2瓦轴振超限，并引发非停，机组惰走期间，缸体出现异音，且惰走时间由正常30 min减小至8 min，初步分析汽轮机缸体出现动静碰磨。出于安全考虑，机组调停以后对机组进行开缸检查。汽轮机转子起吊，现场检查发现以下问题：

(1)汽轮机左侧汽封齿磨损严重，尤其是前汽封、平衡活塞和调节级叶顶位置，部分汽封齿倒伏、破损以及脱落等现象；

(2)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(短汽封)上半后，发现前内轴封体中分面明显过热痕迹，轴封体汽封齿严重磨损。

1.2 故障机理分析

通过就地检查并参考汽轮机设计图纸，分析汽轮机缸体出现偏心摆动的主要原因是：

(1)暖机过程中主蒸汽管道的振动，带动汽轮机缸体移动。其详细分析如下。

50 MW机组属于小型汽轮机组，其设计缸体厚度及设备尺寸较小，当缸体外部蒸汽管道进汽稍有不均或出现较大振动时，即可对缸体产生相对较大冲击。在上述机组产生故障过程，当出现明显主蒸汽管道剧烈振动现象时，结合下面主蒸汽管道进汽示意图可验证此分析。图1中主蒸汽管道从锅炉侧来时，在4.5 m层有13.5 m的直管段，虽然在主蒸汽管道从9 m层下降至4.5 m层时安置了膨胀弯头。但在实际运行过程中，主蒸汽管道从冷态暖管至热态后，1点位置管道向A排柱膨胀，2点为主蒸汽管道导向支架，左右固定，轴向可以自由膨胀。当1号位置膨胀，2号位置固定时，根据杠杆原理，3号位置将向炉侧偏心摆动，以致汽缸与汽轮机中心线位置发生偏移。

(2)汽轮机滑销系统薄弱，间隙过大致使抵抗外部干扰能力下降,其详细分析如下。

机组停机后，通过开缸检查以及设计图对比发现，机组的滑销系统较为薄弱。如图2所示，其滑销系统只有汽缸前端的纵销和位于排汽缸端部的调整元件(死点)，前缸滑销位于汽缸底部1位置，主蒸汽进汽管道位于2位置，导致汽缸滑销对受主蒸汽管道外力抗干扰能力进一步降低。综合上述两个条件，最终导致汽缸偏心摆动现象严重，致使汽缸与转子的相对位置发生了变化，也是造成汽轮机动静碰磨故障原因之一。

图1 主蒸汽管道进汽示意图

图2 滑销系统剖面图

2 实际应对措施

2.1 硬件加固措施

首先，依据故障机理，采取硬件加固措施：

(1)对汽轮机主蒸汽管道和各抽汽管道的导向支架进行全方位的检查。采取增加主蒸汽管道上1位置的导向支架，加固管道的支撑，并增加了主蒸汽管道膨胀指示。防止当主蒸汽管道的蒸汽来时，1号位置的热膨胀过大而导致主蒸汽管道偏心摆动过大。

(2)对于滑销系统，发现其前后滑销系统采用相同形式，为插片结构。鉴于机组汽缸已经无法更改，无法对滑销系统进行升级改造，所以相较于基础之上设计，增加回字型工装，将原万向支撑的滑销增加间隙塞片使滑销系统更加强壮，消除外力对汽缸偏心摆动造成的影响。如图3所示。

图3 滑销系统升级改造

图4 偏心摆动监测装置设计原理图

2.2 偏摆实时监测装置的设计与应用

进一步，为实时监测机组偏心状态，及时做出调整，针对性的设计了汽轮机缸体偏心摆动监测装置，图4即为偏心摆动装置示意图。

其中，c为需要测量计算的量，其反应机组缸体偏摆的大小，测点1与测点2确定a，测点3与测点4确定b；x为测点延伸到缸体内部的虚拟垂直距离，y为测量装置外部两组测点间距，需要指出的是，测点1与侧点2到缸体的垂直距离也是y，此设计是为了便于计算c。红色虚线圈内即是设计的测量装置，计算原理如式(1)所示。

(1)

化简上式可得

c=2a-b

(2)

所以，当测量装置测出参数a与b后即可得出缸体偏摆数值c。

图5为实际安装的装置，用来辅助运行人员在启机过程中监视汽缸偏心摆动问题，防止偏心摆动过大而引起机组安全运行的问题。

图5 汽机偏心摆动监测装置位置图

如图6所示，即为在汽缸位置1增加的偏摆在线监测装置。并且，为满足实际运行监控需求，设计了两种监测方案，其中图6(a)中所示为就地监测仪表，图6(b)中所示为经传感器实现的远程同步监测，图6(c)即为DCS显示。

图6 汽缸偏心摆动在线监测装置

3 结论

本文结合理论分析与现场调研，研究了50 MW汽轮机的运行故障，得到的结论如下：

(1)发现了一种新的汽轮机故障现象，并给出了“汽缸偏心摆动”的定义；

(2)分析了汽缸偏摆的故障机理，提出了两种相应的解决方案：一是通过加固主蒸汽管道、改造滑销系统，消除外力对汽缸偏摆造成的影响；二是设计了偏心摆动在线监测装置；

(3)实际运行效果验证了该方案的有效性。

本文对同类型机组偏心摆动问题的解决提供了借鉴与参考。