国产四缸四排汽凝汽式汽轮机启动振动分析和处理措施探究

杜进韡

摘要：针对国产四缸四排汽亚临界中间再热凝汽式300MW级汽轮机因缸体膨胀不畅，导致轴瓦负荷分配交替变化，目前已造成上轴瓦乌金摩擦、并且发生轴瓦振动，由此延长了极热态再次开机时间。本文分析了极热态开机时轴瓦振动及轴瓦负荷分配交替变化的原因，同时对消除滑销系统卡涩、改进汽缸推拉装置结构、管道与缸体的连接方式、基础台板材质等方面，提出相应的技术方案。

关键词：热态启动;滑销系统;振动分析

0  引言

随着经济社会的高速发展，以及发电企业挖潜增效，节能降耗的需要，300MW级机组为主要调峰机型之一。目前四缸四排汽亚临界中间再热凝汽式300MW汽轮机的结构形式，并不适应快速起停要求。因此必须加强检修技术管理，制定合理性的检修工艺标准。改变高中压缸的汽缸死点位置及汽缸推拉装置结构形式，以根本消除高中压缸膨胀不畅、轴瓦负荷交替变化一系列重大缺陷。

1  汽轮机概况

某厂四缸四排汽亚临界中间再热凝汽式汽轮机，进行汽轮机增容通流部分改造，同时进行了滑销系统材质及润滑方式改进，以及降低了高中压缸推拉机构的相对高度。但仍然保持了汽轮机高中压静止部分的死点在汽轮机纵向轴线与中低压缸间轴承座底部横向键中心线的交点，高中压静止部分以中低压缸间轴承座死点为中心向前膨胀的高、中压缸推拉结构。

2  汽轮机热态启动时振动分析

某厂四缸四排汽亚临界中间再热凝汽式大修后，汽轮机第一次启动时会顺利的冲到额定转数，但是第二次冲转缸温在极热态下，汽轮机转数冲到1200r/min时#2轴瓦振动剧增到跳机值，#3轴瓦振动正常，但是#3轴瓦金属温度上升到80℃，汽轮机打闸后转数降至150r/min时，#2轴瓦轴振仍在100um。根据此现象分析为：第一次冲转时，汽轮机高中缸投入了予暖系统，汽缸处于温态下，高中缸间的#2轴承箱传递中压缸的膨胀量时，受到中压缸的推力及高压缸的阻力向前滑动。膨胀不畅引起的#2轴承箱中压缸侧拱起，使#2轴承箱趋向于水平状态，因为大修中根据高中转子中心、#2轴承箱扬度确定了#2轴承箱体为前仰，因此第一次冲转无动静摩擦现象时会很顺利。第二次冲转时#2轴承箱已趋向于水平状态，并且进一步发展到#2轴承箱后仰，此时#2轴承箱内#2、3轴瓦负荷发生交替变化，通过#3轴瓦金属温度由低升高，而#2轴瓦金属温度由高降低可以确定。#3轴瓦受轴承箱的倾斜而抬高，#3瓦轴颈通过高中联轴器带动高压转子上抬，促使#2轴瓦上部无间隙并受转子旋转力时，既发生#2轴瓦轴振剧烈增大，其实并非转子振动，因为轴振探头是装在瓦枕上，#2轴瓦上部无间隙后受力时带动瓦枕与转子产生相对移动量，所以转数降至150r/min时#2轴瓦轴振仍在100um。振动严重时仍然会造成轴承钨金脱胎甚至化瓦等事故，因此四缸四排汽亚临界中间再热凝汽式N300-165/550/550型汽轮机，在开机时不可太快，并且极热态开机间隔时间要长。

3  汽轮机运行检修注意事项分析

四缸四排汽亚临界中间再热凝汽式300MW级汽轮机，高中压静转子所有负荷均由#1、2、3轴承箱承担。由于#1、2轴承箱负荷重、轴向位移大，而滑销系统由台板、轴承座角销、纵向键、滑块组成，#2轴承箱传递中压缸的膨胀量时，受到中压缸的推力及前箱、高压缸的阻力向前滑动。#3轴承箱承担高中压缸开机时的压应力及停机时的拉应力。由于膨胀不畅引起了#2、3轴承箱前后倾斜，使之轴承箱内部两个轴瓦负荷交替变化，已造成轴颈与上轴瓦摩擦，因此上轴瓦间隙磨损增大的不要轻易改变间隙值。而下瓦磨损间隙增大的要考虑轴瓦顶隙调整，但是检修中要仔细分析下瓦磨损的原因，分析轴瓦负荷分配情况以及机组是否出现过紧急停机。同时也要考虑汽封间隙的调整方案，要根据现场实际观察汽封齿的摩擦现象及间隙情况，可参考厂家标准制订本台机的汽封间隙优化调整方案，避免轴承箱前后倾斜造成汽封摩擦，而引起转子振动及轴封漏汽现象。

4  处理措施

4.1 汽轮机通流部分改造后膨胀不畅原因分析

某厂四缸四排汽亚临界中间再热凝汽式汽轮机，经汽轮机增容通流部分改造时，滑销系统无论从材质上还是润滑方式上都有了质的突破。改造后的轴承箱滑动面采用自润滑滑块与不锈钢滑块组成，下滑块为DEVA自润滑滑块，用螺钉把在基架上，上滑块为不锈钢，用螺钉固定在轴承箱底部，为减小了滑动摩擦系数。另外，高压外缸前猫爪、中压缸前后猫爪下的横键两侧都装有自润滑垫片，使汽缸能向两侧自由膨胀，增强了高中压缸的膨胀，提高了机组运行的可靠性。同时增强轴承箱的刚度，针对轴承箱与汽缸之间推力矩大和轴承箱刚性差等因素，在#1轴承箱与高压缸之间使用了H型定中心梁推拉机构。高压外缸、中压外缸与#2轴承箱之间的推拉力靠汽缸猫爪横键和纵键之间的推拉杆来传递，并降低高中压缸推拉机构的高度，减小了推力矩。同时增加轴承箱底板、端板、侧板的厚度。底板采用100mm的钢板，端板、侧板采用80mm钢板。并将轴承箱设计成整体框架机构，在轴承箱内部轴向、横向增设筋板，筋板与侧板连成一体，使轴承箱在轴向、横向连为框架结构，增强其刚性。由于高中压静止部分以中低压缸间轴承座为死点，轴承箱体相对显地单薄，因此呈现出了膨胀不畅的现象。

4.2 高中压缸死点优化方案

四缸四排汽亚临界中间再热凝汽型汽轮机，高中压缸滑销系统的死点优化方案理念。将汽轮机中低压缸间的#3轴承座，高中缸的死点优化到#2轴承座处，#2轴承座位于高压缸和中压缸之间，推力轴承仍然装在#2轴承座内，机组的绝对死点及转子的相对死点均在高中压之间轴承处，因此整个轴系是以此为死点向两头膨胀。而高压缸和中压缸的猫爪在#2轴承座处也是固定的，因此高压外缸受暖后以#2号轴承座为死点向机头方向膨胀，而中压外缸受暖后也是以#2号轴承座为死点向电机方向膨胀。这样的滑销系统，高中缸产生的拉应力和压应力能得到很好的平衡，并且运行中动静之间的差胀也会比较小，易保持动静间隙的稳定，有利于机组快速启动。

4.3 高中壓缸死点优化后改造分析

汽轮机高中压缸滑销系统死点优化后，本着降低改造成本，可只进行#2、3轴承箱体及滑板的改造。#2轴承箱定为死点，需要将#2轴承箱由原滑动轴承箱改为固定式，中低压缸间的轴承座改为滑动式轴承箱，采用DEVA合金滑块结构改造方案。前箱结构形式可保持原状。高压外缸受暖后以#2号轴承座为死点向机头方向膨胀，而中压外缸受暖后也是以#2号轴承座为死点向电机方向膨胀。同时解决了轴系转子受中压缸膨胀影响不回位的问题，避免了低压缸正向压力级通流间隙轴向值在停机时发生摩擦现象。

汽轮机通流间隙如进行优化改造时，可更换高中压缸和转子，机组采用一只高压缸、一只中压缸和二只低压缸串联布置，高压转子中压转子可各由一个径向轴承支承，两根低压转子均有两只径向轴承支承。简要的说就是优化掉#2、4轴瓦，#3轴承箱与中压缸之间在改为H型定中心梁推拉机构。这种支承方式不仅是结构比较紧凑，主要还在于减少基础变形对于轴承荷载和轴系对中的影响，使得汽机转子能平稳运行。

滑销系统死点优化后，高压缸膨胀量减小，管道热应力得到了降低。中压外缸向电机方向膨胀，中压排汽导管应考虑膨胀波形节的安装，避免出现中压缸膨胀受阻。

优化后的汽轮机结构形式，四缸四排汽亚临界中间再热凝汽式汽轮机如同三缸四排汽亚临界中间再热凝汽式汽轮机结构，启动时高中压缸膨胀量不再进行叠加，在滑销系统膨胀自由，可缩短机组的启动时间。

5  结束语

本文通过汽轮机大修后极热态启动时的振动分析，进一步分析了汽轮机改造的可行性及必要性，以供各电厂进行汽轮机改造时参考。能彻底根除四缸四排汽亚临界中间再热凝汽式型汽轮机高中压缸膨胀不畅，可提高机组的运行可靠性和经济性。

参考文献：

[1]邢国清.流体力学泵与风机[M].中国电力出版社，2009.

[2]杨玉顺.工程热力学[M].机械工业出版社，2009.

[3]叶涛.热力发电厂[M].中国电力出版社，2009.