CPR1000技術(shù)核電機(jī)組高頻振動故障診斷與處理

楊毅，高慶水，張楚，劉石，杜勝磊，李力

(廣東電網(wǎng)有限責(zé)任公司電力科學(xué)研究院，廣東 廣州510080)

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CPR1000技術(shù)核電機(jī)組高頻振動故障診斷與處理

楊毅，高慶水，張楚，劉石，杜勝磊，李力

(廣東電網(wǎng)有限責(zé)任公司電力科學(xué)研究院，廣東 廣州510080)

摘要：針對CPR1000技術(shù)半轉(zhuǎn)速核電機(jī)組汽輪機(jī)在調(diào)試期間出現(xiàn)瓦振超標(biāo)，存在大比例振動幅值波動的高頻成分，通過大修前振動試驗(yàn)、大修中模態(tài)測試、高頻激振力來源辨識等試驗(yàn)分析，判斷該機(jī)組瓦振高頻振動故障是3號進(jìn)汽管道內(nèi)的不穩(wěn)定汽流激振力經(jīng)進(jìn)汽管道、汽缸傳遞至軸承箱引發(fā)軸承箱蓋不穩(wěn)定共振所致。根據(jù)振動故障診斷分析結(jié)果，通過優(yōu)化調(diào)節(jié)汽門的開啟程序和方式，改變管道內(nèi)汽流的狀態(tài)參數(shù)，使得瓦振大幅降低至優(yōu)良水平；從阻隔高頻激振力的傳遞路徑、瓦振測點(diǎn)位置選擇等方面對機(jī)組瓦振安全性進(jìn)行評估，并提出了改進(jìn)方案。

關(guān)鍵詞：核電機(jī)組；高頻振動；振動試驗(yàn)；不穩(wěn)定共振

按振動故障頻譜特征，振動故障一般可分為低頻振動、普通強(qiáng)迫振動(以工頻為主)、高頻振動。從當(dāng)前研究結(jié)果及工程實(shí)踐來看，汽輪發(fā)電機(jī)組的高頻振動故障一般來源于電磁激振、轉(zhuǎn)子裂紋、齒輪故障、嚴(yán)重碰摩和不對中等[1-4]。高頻振動故障在大型發(fā)電機(jī)組上時(shí)有發(fā)生，除少部分是上述原因引起外，大多數(shù)故障源難以查明或消除。在確保轉(zhuǎn)子與靜止部件不發(fā)生嚴(yán)重摩擦的前提下，國內(nèi)火電機(jī)組遇到類似問題時(shí)大多采取對高頻成分濾波的處理方式[5-6]，但目前尚未發(fā)現(xiàn)有關(guān)核電機(jī)組遇到類似故障的報(bào)道。

本文以某核電站兩臺新建CPR1000技術(shù)核電機(jī)組為對象，對其高頻振動故障測試、分析、處理方法等進(jìn)行總結(jié)，提出了一些結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)方面的建議。

1設(shè)備概況及整組啟動振動情況

某核電站采用中廣核集團(tuán)具有自主品牌的CPR1000技術(shù)，其1、2號機(jī)組汽輪機(jī)為上海汽輪機(jī)有限公司引進(jìn)德國Siemens技術(shù)生產(chǎn)的國產(chǎn)HN1000-6.4型核電半轉(zhuǎn)速汽輪機(jī)。機(jī)組以瓦振信號作保護(hù)，以軸振信號為參考，瓦振信號由排布安裝在軸承箱右45°方向(從汽輪機(jī)往發(fā)電機(jī)看，后文中提到的測點(diǎn)安裝角度都是以汽輪機(jī)看發(fā)電機(jī)定義)的速度傳感器采集。

1號機(jī)組于2013年12月28日首次沖轉(zhuǎn)到額定轉(zhuǎn)速1 500 r/min，沖轉(zhuǎn)過程中，1、2、3號瓦瓦振偏大，其中1號瓦的振動超過10 mm/s，接近保護(hù)動作值10.5 mm/s。技術(shù)人員進(jìn)行了多次檢查和處理，但收效甚微，在后續(xù)多次沖轉(zhuǎn)、并網(wǎng)等過程中，機(jī)組1、2、3號瓦的振動在沖轉(zhuǎn)過程及低負(fù)荷工況下仍然超標(biāo)，甚至發(fā)生了幾次汽輪機(jī)振動大跳閘事件。

測試結(jié)果顯示，瓦振(如沒有特別說明，均指1、2、3號瓦瓦振)偏大主要是頻譜中含有較大比例的高頻分量。因短時(shí)間內(nèi)未能查明異常振動來源，為保證工程進(jìn)度，將振動保護(hù)跳機(jī)時(shí)間由0.1 s延至1 s，將振動信號頻率采集范圍由10～500 Hz縮小為10～300 Hz，機(jī)組方可開展下一步調(diào)試工作。

隨后，2號機(jī)組在調(diào)試階段也出現(xiàn)了相同的振動故障，CPR1000技術(shù)的2臺機(jī)組都遇到瓦振因高頻振動超標(biāo)，嚴(yán)重影響設(shè)備的安全性及工程進(jìn)度。由于設(shè)備廠家沒有可供參考的案例及解決方案，出版文獻(xiàn)中也鮮見核電或火電機(jī)組相關(guān)高頻振動故障的報(bào)道，給問題的解決增加了難度。

2振動試驗(yàn)分析

由于核電機(jī)組對安全性的要求極為苛刻，濾波只能是一種臨時(shí)手段，高頻振動故障必須徹底解決。為了分析高頻振動來源，保障機(jī)組安全穩(wěn)定運(yùn)行，利用機(jī)組檢修的機(jī)會，對機(jī)組的振動特性進(jìn)行了全面測試，包括啟停機(jī)、升降負(fù)荷過程振動測試，軸承箱振動特性試驗(yàn)，軸承箱蓋固有頻率測試，汽輪機(jī)平臺激振力傳遞路徑識別等試驗(yàn)。

2.1啟停機(jī)和升降負(fù)荷過程振動測試

針對機(jī)組瓦振大，且主要發(fā)生在沖轉(zhuǎn)及低負(fù)荷功率平臺的特點(diǎn)，對機(jī)組大小修的啟停機(jī)和升降負(fù)荷過程中振動變化情況進(jìn)行全面的測試。從測試結(jié)果來看，機(jī)組振動故障特征具有較好的重復(fù)性；現(xiàn)場檢查發(fā)現(xiàn)，缺陷處理前后僅振動幅值略有變化；在測試過程中還發(fā)現(xiàn)，軸承箱蓋45°方向與軸承箱中分面振動差別較大，在軸承箱蓋上附加質(zhì)量后可明顯降低前者的振動，但對后者的影響不明顯。

2.2軸承箱振動特性試驗(yàn)

在機(jī)組啟停機(jī)和升降負(fù)荷過程中，對瓦振異常的1、2、3號瓦對應(yīng)的軸承箱進(jìn)行了振動特性試驗(yàn)。采用便攜式振動測試儀表測量軸承箱不同位置的振動，具體測點(diǎn)布置及1號軸承箱各測點(diǎn)在370 MW負(fù)荷狀態(tài)下的振動如圖1所示。

圖1　軸承箱振動特性試驗(yàn)結(jié)果

從圖1可以看到，軸承箱上測點(diǎn)的振動較小，基本都小于1.5 mm/s，而軸承箱蓋上測點(diǎn)的振動較大，其中以左45°和右45°方向兩個(gè)測點(diǎn)的振動最大。頻譜分析顯示，軸承箱蓋上測點(diǎn)的振動工頻分量很小，高頻分量占比很大，高頻分量中以470 Hz左右的分量為主；而軸承箱上其他測點(diǎn)的振動較小，主要是工頻分量。

2.3軸承箱蓋固有頻率測試

利用機(jī)組小修的機(jī)會，對存在振動故障的1、2、3號瓦所在軸承箱進(jìn)行試驗(yàn)?zāi)B(tài)分析，并對4、5、6號瓦所在軸承箱也進(jìn)行測試，以方便比較。

試驗(yàn)采用錘激法，單點(diǎn)激勵(lì)，多點(diǎn)響應(yīng)，由力錘敲擊軸承箱產(chǎn)生激勵(lì)信號，加速度傳感器拾取響應(yīng)信號，經(jīng)數(shù)據(jù)采集分析系統(tǒng)處理分析得到頻響函數(shù)，從而識別出軸承箱固有頻率[7]。測試是在盤車狀態(tài)下進(jìn)行，測得各軸承箱蓋頻響函數(shù)的峰值對應(yīng)頻率基本相同，1、4號瓦軸承箱蓋的測試結(jié)果如圖2所示。

(a)1號瓦處軸承箱蓋測點(diǎn)頻響函數(shù)

(b)4號瓦處軸承箱蓋測點(diǎn)頻響函數(shù)圖2　錘擊法測試得到的軸承箱蓋頻響函數(shù)

從測試結(jié)果可知，軸承箱蓋的頻響函數(shù)最大值對應(yīng)的頻率約470 Hz，與高頻振動主頻率一致。

2.4激振力傳遞路徑識別試驗(yàn)

通過對上述試驗(yàn)數(shù)據(jù)的分析，基本排除了高頻振動激振力來源于轉(zhuǎn)子的可能。利用機(jī)組大小修的啟停機(jī)機(jī)會，在軸承座臺板、貓爪、進(jìn)汽管支吊架橫梁及進(jìn)汽管道等高頻激振力可能傳遞的路徑上布置傳感器后進(jìn)行激振力傳遞路徑識別試驗(yàn)，以追蹤瓦振的高頻分量激振力來源。

識別試驗(yàn)結(jié)果表明：3、4號進(jìn)汽管道及支吊架振動與軸承箱振動趨勢具有同步性，并網(wǎng)后都隨著負(fù)荷升高而增大，負(fù)荷超過80 MW后隨負(fù)荷增加而減小，負(fù)荷超過500 MW以后振動趨于穩(wěn)定，并最終保持在良好范圍；3號進(jìn)氣管道振動較大，測得的振動峰值超過80 mm/s。大修后啟動過程3號進(jìn)汽管道的振動趨勢及其頻譜曲線如圖3、圖4所示(因管道振動過大將傳感器振落，振動趨勢圖中出現(xiàn)間斷)。并網(wǎng)升負(fù)荷過程中各測點(diǎn)工頻分量基本保持穩(wěn)定，振動變化主要是由高頻分量波動引起，高頻分量具有波動性，如圖4所示。

圖3　大修后啟動過程3號進(jìn)汽管道振動趨勢

圖4　3號進(jìn)汽管道振動頻譜曲線

3振動故障診斷及處理建議

3.1振動特征

綜合歷次測試和各項(xiàng)試驗(yàn)可知，1、2、3號瓦的振動具有以下特征：

a)瓦振與負(fù)荷表現(xiàn)相關(guān)性。在低負(fù)荷區(qū)間，振動隨負(fù)荷升高而增大，且伴隨著一定的波動，在負(fù)荷為80 MW時(shí)達(dá)到峰值；負(fù)荷進(jìn)一步增加時(shí)，振動隨負(fù)荷增加而減小，振動波動量也隨負(fù)荷的增加而減??；負(fù)荷超過500 MW以后振動趨于穩(wěn)定，并最終保持在良好范圍。瓦振的頻譜特征、波動特性以及與負(fù)荷的相關(guān)性都表現(xiàn)出良好的重復(fù)性。

b)機(jī)組軸承箱不同位置的振動特性差異明顯。低負(fù)荷工況下，瓦振測點(diǎn)振動超標(biāo)時(shí)，軸承箱中分面振動保持在優(yōu)良范圍內(nèi)，前者以高頻分量為主，且隨高頻分量的變化而波動，而后者以工頻為主，受高頻分量影響較小。

c)瓦振及汽輪機(jī)平臺各測點(diǎn)在不等的頻帶寬度范圍內(nèi)存在連續(xù)譜，振動幅值和振動主頻率波動不定。軸承箱蓋45°振動存在連續(xù)譜的頻段為425～525 Hz，振動主頻率約470 Hz。

d)進(jìn)汽管道及支吊架振動與軸承箱、汽輪機(jī)平臺及貓爪振動趨勢具有同步性，其中3號進(jìn)汽管道在并網(wǎng)升負(fù)荷過程中的振動峰值超過80 mm/s；頻譜分析顯示3、4號進(jìn)汽管道的振動在425～550 Hz和750～1 000 Hz內(nèi)存在連續(xù)譜，振動主頻率及幅值不穩(wěn)定。

3.2故障診斷

3.2.1振動性質(zhì)

通過現(xiàn)場加裝測點(diǎn)比對，可以確定機(jī)組瓦振測點(diǎn)在低負(fù)荷狀態(tài)下振動偏大是真實(shí)的，異常振動具有振動幅值和振動主頻率波動不定及連續(xù)譜兩大特征，從振動性質(zhì)來說屬于隨機(jī)振動[8]。

3.2.2支撐剛度分析

引起機(jī)組振動大的故障原因有兩個(gè)，一是動剛度不足，二是激振力過大。支撐動剛度由結(jié)構(gòu)剛度、共振、連接剛度3個(gè)要素組成[3-4]。在1 500 r/min空載狀態(tài)和高負(fù)荷狀態(tài)下，機(jī)組1、2、3號瓦測點(diǎn)振動良好，可以排除結(jié)構(gòu)剛度不足和工作轉(zhuǎn)速下共振的可能?，F(xiàn)場檢測軸承箱連接剛度發(fā)現(xiàn)各點(diǎn)差別振動均正常，由此可以排除連接剛度異常造成振動增大。即機(jī)組1、2、3號瓦測點(diǎn)振動在低負(fù)荷下振動偏大是激振力增大所致。

3.2.3激振力分析

在并網(wǎng)升負(fù)荷過程中，機(jī)組軸振始終穩(wěn)定且維持在優(yōu)良水平，軸振頻譜中未出現(xiàn)約470 Hz的高頻振動分量，可排除軸承箱高頻激振力來源于轉(zhuǎn)子的可能，即高頻激振力是由外界傳遞至汽輪機(jī)本體的。

在低負(fù)荷狀態(tài)下，振動隨負(fù)荷變化而變化，打閘停機(jī)后，調(diào)門全部關(guān)閉，軸瓦振動迅速下降，從運(yùn)行上來看，只有各調(diào)門開度變化這一因素改變了進(jìn)汽量，即管道汽流力是一個(gè)重要的相關(guān)變量；另一方面，現(xiàn)場測試結(jié)果表明，進(jìn)汽管道的振動與機(jī)組軸承箱蓋的振動趨勢具有一致性和同步性，且都存在不穩(wěn)定波動，不穩(wěn)定振動連續(xù)譜的頻譜范圍也基本相同，說明進(jìn)汽管道和軸承箱蓋的高頻激振力來源相同，可以確定機(jī)組軸瓦高頻振動的激振力來源于不穩(wěn)定汽流力。

3.2.4激振力及傳遞路徑分析

不穩(wěn)定汽流力經(jīng)進(jìn)汽管道、汽缸傳遞至軸承箱蓋。在低負(fù)荷狀態(tài)下，不穩(wěn)定汽流力高頻分量主要分布在425～550 Hz和750～1 000 Hz兩個(gè)頻段范圍，不穩(wěn)定汽流力經(jīng)進(jìn)汽管道、汽缸傳遞至軸承箱蓋上，其中的470 Hz成分引發(fā)軸承箱蓋不穩(wěn)定共振；由模態(tài)測試結(jié)果可知，軸承箱蓋在470 Hz附近存在固有頻率，對頻率為470 Hz的激振力非常敏感，且軸承座截面左45°和右45°位置對應(yīng)該階模態(tài)振型的反節(jié)點(diǎn)，進(jìn)一步放大了頻率為470 Hz激振力作用時(shí)的瓦振測點(diǎn)位置的振動[7]。這就較好地解釋了軸承箱分面在機(jī)組瓦振超標(biāo)時(shí)，振動依然保持在優(yōu)良水平，以及試驗(yàn)人員站立在軸承箱蓋上可顯著降低瓦振的原因。負(fù)荷高于500 MW時(shí)，不穩(wěn)定汽流力很小且高頻分量基本觀察不到，瓦振降低至優(yōu)良范圍，高頻分量也隨之消失不見。

3.3處理建議

根據(jù)以上故障診斷分析結(jié)果，提出以下建議：

a)降低激振源是最根本的措施。測試結(jié)果表明，3號進(jìn)汽管道在低負(fù)荷狀態(tài)下的振動偏大，明顯高于其他進(jìn)汽管道，是機(jī)組瓦振超標(biāo)的直接激振力來源。

流體管道的激振力通常來源于兩個(gè)方面，一是動力機(jī)械，二是流體壓力脈動。機(jī)組3號進(jìn)汽管道振動與負(fù)荷有關(guān)，即與進(jìn)汽量有關(guān)。因此，可以確定振動超標(biāo)是不穩(wěn)定汽流脈動引起的，可考慮的解決方案包括改善管道內(nèi)的汽流狀態(tài)參數(shù)及改變蒸汽管道的幾何配置情況[9]。

從現(xiàn)場可操作性方面考慮，建議通過優(yōu)化改變調(diào)節(jié)汽門的開啟程序和方式，改變管道內(nèi)汽流的物理參數(shù)，以降低進(jìn)汽管道不穩(wěn)定汽流力。對比振動測試結(jié)果及閥門開度曲線可知，機(jī)組1、2、3號瓦振動及3號進(jìn)汽管道在負(fù)荷為80 MW時(shí)達(dá)到最大，此時(shí)調(diào)門GV1、GV2、GV3、GV4的開度分別為0.80%、0.75%、6.56%、0.61%。經(jīng)多方論證與核算，決定對Siemens給定的閥門開度曲線進(jìn)行適度修改，將低負(fù)荷狀態(tài)下GV1、 GV2、GV4的開度增大為1.76%、1.65%、1.72%，同時(shí)將GV3的開度減小至4.46%，以使各蒸汽管道進(jìn)汽更加均勻。

此外，從設(shè)計(jì)方面考慮，在管路中設(shè)置集箱、空腔緩沖器、濾波緩沖器或蓄壓緩沖器等，也能降低不穩(wěn)定汽流力，但難度較大，成本較高[9-10]，建議在優(yōu)化配汽方式效果不明顯之后再行實(shí)施。

b)降低傳遞至軸承箱上的激振力。由于汽流激振力難以徹底消除，建議降低管道振動，減小由進(jìn)汽管道傳遞至軸承箱上的力。根據(jù)蒸汽管道振動分析及現(xiàn)場實(shí)際情況，采取在確保管道熱膨脹正常和管道系統(tǒng)應(yīng)力合格的前提下，在管道適當(dāng)位置設(shè)置剛性約束，如固定支架、導(dǎo)向支架、滑動支架或限位裝置，必要時(shí)設(shè)置阻振器或阻尼器[11-15]；另外，在蒸汽管道與基礎(chǔ)之間設(shè)立隔振裝置，可從傳遞路徑上阻隔汽流激振力的傳遞，降低低負(fù)荷下的瓦振。因檢修工期緊張，建議在下次大修中實(shí)施。

c)開展瓦振安全性評估。機(jī)組瓦振測點(diǎn)反映的是軸承箱蓋的振動，不能代表軸承座的真實(shí)振動，尤其是在低負(fù)荷狀態(tài)下的振動超標(biāo)，僅是測點(diǎn)位置及附近的局部小范圍超標(biāo)。建議將瓦振測點(diǎn)安裝到軸承座上，以了解其真實(shí)振動。從測試結(jié)果分析，機(jī)組可在額定工況長期安全穩(wěn)定運(yùn)行，但3號進(jìn)汽管道在低負(fù)荷工況下振動已超標(biāo)，應(yīng)盡快解決，具體可參考前述所列措施。

4處理效果

根據(jù)振動故障診斷結(jié)果制定了解決方案，因檢修工期緊張且廠家技術(shù)人員未能及時(shí)到位，方案未能在1號機(jī)組上實(shí)施。2號機(jī)組正處調(diào)試階段，沖轉(zhuǎn)過程也遇到與1號機(jī)組相同的振動故障，實(shí)施了方案中提出的優(yōu)化配汽后，2號機(jī)組進(jìn)汽管道和瓦振測點(diǎn)的振動明顯好轉(zhuǎn)，機(jī)組不采取濾波的方式即可成功沖轉(zhuǎn)升速、并網(wǎng)帶負(fù)荷；3號進(jìn)汽管道優(yōu)化前、優(yōu)化后的振動分別為76 mm/s、32 mm/s；1號瓦優(yōu)化前、優(yōu)化后的瓦振分別為11.5 mm/s、4.3 mm/s；

5結(jié)束語

通過測試和分析，確定了CPR1000技術(shù)半轉(zhuǎn)速核電機(jī)組瓦振超標(biāo)的原因，是不穩(wěn)定汽流激振力傳遞至軸承箱引發(fā)軸承箱蓋不穩(wěn)定共振所致，可通過優(yōu)化配汽方式對其進(jìn)行有效抑制。從現(xiàn)場實(shí)際情況來看，機(jī)組瓦振測點(diǎn)并不能真實(shí)反映軸承的真實(shí)振動，從安全性角度考慮，應(yīng)對測點(diǎn)位置選擇進(jìn)行優(yōu)化。由于該核電廠的1、2號機(jī)組為該型號的首批機(jī)組，且先后出現(xiàn)相同振動故障，不排除該型機(jī)組存在家族性設(shè)計(jì)缺陷。

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楊毅(1987)，男，湖南湘潭人。助理工程師，工學(xué)碩士，主要從事電力設(shè)備振動測試、故障診斷與處理工作。

高慶水(1983)，男，山東濟(jì)寧人。高級工程師，工學(xué)碩士，主要從事轉(zhuǎn)子動力學(xué)和汽輪發(fā)電機(jī)組振動方面的工作。

張楚(1985)，男，江蘇徐州人。工程師，工學(xué)碩士，主要從事大型旋轉(zhuǎn)機(jī)械振動分析、故障診斷以及現(xiàn)場動平衡方面的工作。

(編輯鐘美玲)

Fault Diagnosis and Processing on High Frequency Vibration of CPR1000

Nuclear Power Unit

YANG Yi, GAO Qingshui, ZHANG Chu, LIU Shi, DU Shenglei, LI Li

(Electric Power Research Institute of Guangdong Power Grid Co., Ltd., Guangzhou, Guangdong 510080, China)

Abstract：In allusion to the problem of superstandard bearing vibration of steam turbine of CPR1000 half- speed nuclear power unit in commissioning period which may cause high frequency with high range vibration amplitude fluctuation, experimental analysis on vibration experiment before overhaul, mode testing in overhaul, identification on high frequency exciting force source, and so on is carried out to judge reason for high frequency vibration fault of the unit bearing vibration is unsteady resonance of bearing box cover caused by unsteady steam exciting force in No.3 steam pipe flowing through steam pipe and cylinder stator to the bearing box. According to fault diagnosis analysis results, it is proved to be able to greatly reduce bearing vibration to fine level by optimizing open program and mode of steam regulating valve and changing state parameters of gas flow in the pipe. In terms of transferring path of obstructing high frequency exciting force and selection for testing point position of bearing vibration, security of unit bearing vibration is evaluated and improvement scheme is proposed.

Key words：nuclear power unit; high frequency vibration; vibration experiment; unsteady resonance

作者簡介：

中圖分類號：TH113.1

文獻(xiàn)標(biāo)志碼：A

文章編號：1007-290X(2016)01-0022-05

收稿日期：2015-09-16修回日期：2015-11-10

doi:10.3969/j.issn.1007-290X.2016.01.005