350 MW超臨界機(jī)組汽輪機(jī)汽流激振分析及處理

郝帥，吳昕，王明遠(yuǎn)，劉磊，周賢林

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350 MW超臨界機(jī)組汽輪機(jī)汽流激振分析及處理

郝帥，吳昕，王明遠(yuǎn)，劉磊，周賢林

（國網(wǎng)冀北電力有限公司電力科學(xué)研究院(華北電力科學(xué)研究院有限責(zé)任公司)，北京市 西城區(qū) 100045）

轉(zhuǎn)子振動(dòng)問題一直是危及機(jī)組安全運(yùn)行的重要因素。分析某350MW超臨界機(jī)組出現(xiàn)的振動(dòng)突增的異?，F(xiàn)象，認(rèn)為發(fā)生了汽流激振。在單閥方式運(yùn)行下，通過調(diào)整凝汽器真空、潤滑油溫度及軸封供汽壓力，抑制發(fā)生汽流激振的頻率。同時(shí)，試驗(yàn)研究幾種典型因素對(duì)于機(jī)組振動(dòng)的影響，分析該機(jī)組發(fā)生汽流激振的原因?；谠囼?yàn)分析結(jié)論，提出切換至順序閥運(yùn)行的處理方案，確定合理的閥門開啟順序，優(yōu)化汽門配汽曲線。最終有效地解決了該機(jī)組的汽流激振問題，保障了機(jī)組的安全穩(wěn)定運(yùn)行。

超臨界機(jī)組；汽流激振；順序閥

0 引言

汽輪機(jī)作為大型的動(dòng)力機(jī)械廣泛應(yīng)用于各種工程實(shí)踐，特別是在電力工業(yè)領(lǐng)域，保證汽輪機(jī)的安全穩(wěn)定運(yùn)行具有重要的現(xiàn)實(shí)意義。受制于理論水平及制造技術(shù)，轉(zhuǎn)子振動(dòng)問題一直是危及機(jī)組安全運(yùn)行的重要因素[1-3]。其中，由汽流激振引起的轉(zhuǎn)子失穩(wěn)就是較為突出的問題。

汽流激振最早出現(xiàn)在1940年，在GE公司所進(jìn)行的汽輪機(jī)試驗(yàn)中發(fā)現(xiàn)：提高負(fù)荷后出現(xiàn)了一種無法通過平衡方法解決的強(qiáng)烈振動(dòng)，最終更改通流結(jié)構(gòu)解決了振動(dòng)問題，研究認(rèn)為這是一種由汽流誘發(fā)的振動(dòng)[4]。在20世紀(jì)50年代，Thomas提出了基于葉輪偏心引起的汽流激振理論并給出了相應(yīng)的計(jì)算公式[5]。1965年，Alford通過對(duì)渦輪發(fā)動(dòng)機(jī)的研究進(jìn)一步揭示了汽流激振的機(jī)理[6]。隨著高參數(shù)大容量透平機(jī)械的出現(xiàn)，此類振動(dòng)發(fā)生的越來越頻繁，更多的學(xué)者投入到了激振力的產(chǎn)生及計(jì)算研究中[7]。國內(nèi)，隨著高參數(shù)、大負(fù)荷機(jī)組的投入運(yùn)營，汽流激振在實(shí)際工業(yè)生產(chǎn)中的危害逐漸凸顯，嚴(yán)重影響了機(jī)組的安全運(yùn)行[8]。宋光雄整理分析了近幾年國內(nèi)機(jī)組中汽流激振故障案例，歸納得出蒸汽激振力過大和軸瓦穩(wěn)定性差是汽流激振的主要原因[9]。何國安分析了某1000MW機(jī)組汽流激振問題，得出通過改變汽封進(jìn)汽的預(yù)旋方向、提高軸承穩(wěn)定裕度等措施可以減緩或消除高壓轉(zhuǎn)子的汽流激振[10]。張澤斌基于某660MW機(jī)組的汽流激振問題，揭缸后發(fā)現(xiàn)高壓缸膨脹受阻導(dǎo)致高壓通流間隙一致性變差是此次汽流激振的主要原因[11]。郭杰分析了某1000MW機(jī)組的汽流激振問題，基于實(shí)際現(xiàn)場工作經(jīng)驗(yàn)總結(jié)歸納了汽流激振的主要特征，并給出了相關(guān)的解決方案[12]。翁雷對(duì)非線性間隙汽流激振力作用下汽輪機(jī)轉(zhuǎn)子碰摩故障進(jìn)行了仿真分析，進(jìn)一步揭示了汽流激振對(duì)系統(tǒng)動(dòng)力學(xué)特性的影響[13]?？梢钥闯?，雖然汽流激振的機(jī)理研究更為深入透徹，但在實(shí)際工程中，考慮到機(jī)組設(shè)計(jì)及安裝調(diào)試過程，導(dǎo)致機(jī)組汽流激振的原因依舊十分復(fù)雜。

本文基于國內(nèi)某電廠350MW超臨界機(jī)組工程的整體調(diào)試工作，針對(duì)在調(diào)試過程中出現(xiàn)的強(qiáng)烈的振動(dòng)突增現(xiàn)象，認(rèn)為發(fā)生了汽流激振，在單閥方式運(yùn)行下，提出有效的試驗(yàn)方案，分析汽流激振的原因，確定了合理的閥門開啟順序，最終切換至順序閥方式運(yùn)行，解決了本機(jī)組汽流激振問題。

1 現(xiàn)象及分析

本文所研究的350MW超臨界機(jī)組汽輪機(jī)為CJK350/277-24.2/0.45/566/566型350MW、超臨界、一次中間再熱、單軸、兩缸兩排汽、間接空冷、抽汽凝汽式汽輪機(jī)。

機(jī)組整套啟動(dòng)后，單閥方式下運(yùn)行，在高負(fù)荷區(qū)2瓦軸振及方向發(fā)生多次突發(fā)性的強(qiáng)烈振動(dòng)，降低負(fù)荷后異常振動(dòng)消失，2瓦異常振動(dòng)參數(shù)如表1所示。此類異常振動(dòng)主要集中在280~320MW負(fù)荷區(qū)間，具有以下特征：1）軸振參數(shù)異常，方向振幅最高達(dá)到154μm(跳機(jī)值250μm)；2）突發(fā)性與強(qiáng)烈性，向振幅迅速從30μm增大至80 μm以上；3）與負(fù)荷關(guān)系密切，達(dá)到某一負(fù)荷后，振動(dòng)急劇增大；微降負(fù)荷后，異常振動(dòng)立即消失；4）重復(fù)性，振動(dòng)現(xiàn)象在280~320MW負(fù)荷區(qū)間具有可重復(fù)性；5）低頻振動(dòng)，振動(dòng)的突增主要是0.5倍頻分量上的突增。

表1 不同負(fù)荷2瓦異常振動(dòng)參數(shù)

汽流激振具有如下特征：1）與主汽流量有直接關(guān)系；2）主要出現(xiàn)在汽輪機(jī)高中壓轉(zhuǎn)子；3）為低頻振動(dòng)，激振力的頻率與轉(zhuǎn)子的一階臨界轉(zhuǎn)速接近；4）一旦發(fā)生，將會(huì)具有良好的再現(xiàn)性。

對(duì)比發(fā)現(xiàn)本機(jī)組此類異常振動(dòng)的特征與汽流激振的特征十分吻合，由此判斷該異常振動(dòng)的成因很可能是汽流激振力的作用。汽流激振力主要分為葉片內(nèi)部汽流激振力，葉頂汽流激振力以及汽封汽流激振力[14-17]。此3類激振力均是由轉(zhuǎn)子偏心引起的，當(dāng)轉(zhuǎn)子存在一定的偏心時(shí)，將造成各級(jí)葉輪間隙沿周向分布不均，導(dǎo)致進(jìn)入流道做功的蒸汽量沿周向分布不均，由此產(chǎn)生與轉(zhuǎn)子線速度方向相同的切向力及葉片內(nèi)部汽流激振力(Alford力)，其激振力公式：

由式(1)可以看出此類激振力隨著偏心及負(fù)荷的增大而增大；同樣，轉(zhuǎn)子偏心的存在導(dǎo)致流經(jīng)圍帶間隙的汽量沿周向的分布不均，由此產(chǎn)生與轉(zhuǎn)子線速度方向相同的切向力，即葉頂汽流激振力，此類激振力隨著偏心及蒸汽流量的增大而增大；汽封汽流激振力主要由流經(jīng)轉(zhuǎn)子端部軸封及隔板汽封汽流的彈性效應(yīng)及二次流效應(yīng)產(chǎn)生的，該激振力往往較小，由此產(chǎn)生的汽流激振在機(jī)組空負(fù)荷運(yùn)行期間就會(huì)出現(xiàn)。此3類汽流激振力中，葉片內(nèi)部汽流激振力及葉頂汽流激振力極易造成高、中壓轉(zhuǎn)子失穩(wěn)。

2 單閥方式運(yùn)行方案

基于對(duì)異常振動(dòng)現(xiàn)象的分析判斷，在單閥方式運(yùn)行下，提出了如下方案：1）在維持凝汽器真空的基礎(chǔ)上，減小軸封供汽壓力，減小軸封供汽流量，由此減小汽封汽流激振力；2）在保證各瓦金屬溫度正常的前提下，提高潤滑油溫度，由此減小潤滑油的黏度，降低油膜厚度，抑制低頻振動(dòng)；3）提高凝汽器真空度，提高機(jī)組熱效率，由此減小主汽流量。

采取以上方案后，機(jī)組發(fā)生汽流激振的頻率明顯降低，僅在340MW以上負(fù)荷偶爾出現(xiàn)。雖然發(fā)生汽流激振的頻率大為減小，但振幅明顯提升，汽流激振期間振動(dòng)參數(shù)如表2所示，2瓦方向振幅最低值達(dá)到178.8μm，最高值193.2μm。對(duì)比表1與表2的參數(shù)，可以看出：采取上述方案后，汽流激振發(fā)生在340~350MW負(fù)荷區(qū)間，機(jī)組帶負(fù)荷能力明顯提升；出現(xiàn)汽流激振時(shí)，軸振與瓦振均增大，尤其軸振數(shù)值十分接近機(jī)組的振動(dòng)跳機(jī)值；汽流激振發(fā)生的不確定性以及振動(dòng)的劇烈性仍然威脅著機(jī)組的安全運(yùn)行。

表2 處理后的2瓦異常振動(dòng)參數(shù)

3 典型因素影響分析

單閥方式運(yùn)行下，采用試驗(yàn)方法，分別研究凝汽器真空、潤滑油溫度以及軸封供汽壓力的變化對(duì)汽流激振的影響。

3.1 變真空試驗(yàn)

維持機(jī)組負(fù)荷為285MW，真空為-92kPa，潤滑油溫度為44℃，軸封供汽壓力為28kPa，穩(wěn)定運(yùn)行1h。設(shè)定目標(biāo)負(fù)荷為355MW，升負(fù)荷率為7MW/min，逐步增加負(fù)荷。負(fù)荷升至355MW，主蒸汽流量1143t/h，降負(fù)荷至310MW，升降負(fù)荷過程中振動(dòng)無異常變化。圖1為280MW及355MW負(fù)荷時(shí)，轉(zhuǎn)子軸心軌跡圖?？梢钥闯鎏嵘?fù)荷后，軸心位置由原先的靠近+坐標(biāo)軸移動(dòng)至靠近-坐標(biāo)軸，并且存在遠(yuǎn)離中心位置的趨勢(shì)。

圖1 280MW及355MW負(fù)荷時(shí)軸心軌跡圖

穩(wěn)定機(jī)組負(fù)荷310MW，保持潤滑油溫度、軸封供汽壓力不變，降低凝汽器真空至-84kPa，穩(wěn)定運(yùn)行1h。設(shè)定目標(biāo)負(fù)荷355MW，升負(fù)荷率7MW/min，逐步增加負(fù)荷。負(fù)荷升至353MW，主汽流量1161t/h，此時(shí)，2瓦振動(dòng)發(fā)生突增，向振動(dòng)增大至58μm，立即以10MW/min的速率減負(fù)荷，負(fù)荷降至324MW，振動(dòng)恢復(fù)至正常水平。此過程中，2瓦向振動(dòng)最大達(dá)到234μm，主要的機(jī)組參數(shù)見表3。圖2為此次振動(dòng)異常前，350MW負(fù)荷的軸心軌跡圖，對(duì)比圖1可以發(fā)現(xiàn)軸心更加遠(yuǎn)離中心位置。

表3 低真空度下異常振動(dòng)時(shí)機(jī)組主要運(yùn)行參數(shù)

圖3為高壓調(diào)速汽門配置及軸振探頭安裝位置示意圖，軸振探頭互呈90°，向探頭與水平面呈135°夾角，向探頭與水平面呈45°夾角，圖中+及+與軸心軌跡圖中的坐標(biāo)軸相對(duì)應(yīng)。

圖2 350MW負(fù)荷時(shí)軸心軌跡圖

圖3 高壓調(diào)速汽門配置及軸振探頭位置示意圖

結(jié)合圖1中軸心軌跡，從機(jī)頭向電機(jī)方向看， 280MW負(fù)荷時(shí)，軸心相對(duì)于中心位置是微微靠上偏右，隨著負(fù)荷的增大，軸心上移；對(duì)比圖1、圖2可以發(fā)現(xiàn)，圖2中的軸心位置明顯大于圖1的軸心位置。軸心位置的上移說明轉(zhuǎn)子被抬升，導(dǎo)致轉(zhuǎn)子偏心增大，引起葉片內(nèi)部汽流激振力及葉頂汽流激振力隨之增大。由此推測：隨著負(fù)荷的增大，葉片內(nèi)部汽流激振力相應(yīng)線性增大；隨著蒸汽流量的增大，葉頂汽流激振力相應(yīng)線性增大，2類汽流激振力的合力逐步抬高轉(zhuǎn)子，引起轉(zhuǎn)子偏心逐漸增大，偏心的增大再次促進(jìn)汽流激振力的增大，最終形成轉(zhuǎn)子渦動(dòng)，高中壓轉(zhuǎn)子失穩(wěn)，振動(dòng)突增。

3.2 變潤滑油溫試驗(yàn)

維持凝汽器真空-86.5kPa，軸封供汽壓力28kPa不變，設(shè)定目標(biāo)負(fù)荷350MW，升負(fù)荷率7MW/min。機(jī)組負(fù)荷由285MW提升至350MW，此時(shí)流量1140t/h。提高潤滑油溫至49.7℃，期間，各瓦金屬溫度、振動(dòng)無異常；穩(wěn)定10min后，降低潤滑油溫至38.7℃，試驗(yàn)期間，各瓦溫度、振動(dòng)無異常。

3.3 變軸封供汽壓力試驗(yàn)

穩(wěn)定350MW負(fù)荷，維持真空-86.5kPa。將軸封供汽壓力由28kPa提升至30kPa，穩(wěn)定運(yùn)行10min，進(jìn)一步提升軸封供汽壓力至33kPa，穩(wěn)定運(yùn)行10min，降低軸封供汽壓力至28kPa。試驗(yàn)期間，各瓦振動(dòng)無異常。

綜上所述，通過對(duì)凝汽器真空、潤滑油溫度、軸封供汽壓力等3種典型因素的變參數(shù)試驗(yàn)研究，分析了各因素對(duì)本機(jī)組汽流激振現(xiàn)象的影響，試驗(yàn)結(jié)果表明：潤滑油溫度及軸封供汽壓力不是引起本機(jī)組振動(dòng)突增的主要原因；通過對(duì)變真空試驗(yàn)時(shí)出現(xiàn)的汽流激振現(xiàn)象的分析，得出振動(dòng)是由偏心、機(jī)組負(fù)荷及蒸汽流量等因素造成的，其過程可以分為兩階段，第一階段是轉(zhuǎn)子偏心及汽流激振力逐漸增大的過程，此階段隨著機(jī)組負(fù)荷及主汽流量的提升，汽流激振力緩慢增大，轉(zhuǎn)子被逐步抬升，這與振動(dòng)前期2瓦方向軸振逐步上升至30μm及40μm的過程相對(duì)應(yīng)，第二階段是偏心及汽流激振力的突增過程，此階段是在第一階段后期的臨界穩(wěn)定狀態(tài)，由于偏心與汽流激振力間的相互促進(jìn)的關(guān)系，一旦轉(zhuǎn)子出現(xiàn)微小渦動(dòng)，將會(huì)導(dǎo)致兩者近似指數(shù)的增長，這與軸振突增的過程相對(duì)應(yīng)。降負(fù)荷期間，隨著負(fù)荷的降低，汽流激振力線性降低，當(dāng)其能量不足以支撐轉(zhuǎn)子渦動(dòng)，渦動(dòng)強(qiáng)度減小，偏心相應(yīng)降低，同樣，此過程中汽流激振力與偏心都將是一個(gè)近乎指數(shù)的降低，軸振也將迅速降低。

4 切換順序閥

考慮單閥運(yùn)行方案未能完全解決汽流激振的問題，為了確保機(jī)組的安全穩(wěn)定運(yùn)行，基于上述試驗(yàn)分析結(jié)論，嘗試通過切換至順序閥方式運(yùn)行，改變閥門配汽，選擇適合的閥門開啟次序，在平衡激振力的同時(shí)減小節(jié)流損失，減小主汽流量，在設(shè)計(jì)工況內(nèi)消除汽流激振。

4.1 最優(yōu)閥門開啟順序

本文研究的振動(dòng)現(xiàn)象主要出現(xiàn)在高負(fù)荷區(qū)，基于閥門配汽曲線，若切換至順序閥方式運(yùn)行，在該負(fù)荷區(qū)間內(nèi)幾乎僅有1個(gè)高調(diào)閥門存在節(jié)流作用，因此，尋找合適的閥門開啟順序就是要確定最后開啟的高調(diào)閥門。由圖1與圖3，理論推斷最后開啟GV4最有利于平衡激振力，開啟GV3則最為不利?；诶碚摲治觯疚倪M(jìn)行了如下的試驗(yàn)驗(yàn)證。

在單閥方式運(yùn)行下，分別強(qiáng)制關(guān)閉各高壓調(diào)門，穩(wěn)定運(yùn)行10min后以一定速率提升負(fù)荷，若2瓦向通頻振幅高于30μm，則停止提升負(fù)荷，快速降低負(fù)荷至280MW。以GV4為例，試驗(yàn)過程如下：穩(wěn)定負(fù)荷280MW，以2%速率強(qiáng)制關(guān)閉GV4至6%(GV4關(guān)至15%時(shí)已不具備通流能力)，此時(shí)GV1開度38.6%，GV2開度39.4%，GV3開度39.6%。設(shè)定負(fù)荷變化率7MW/min，逐步提升負(fù)荷，當(dāng)其他三閥全開后，手動(dòng)緩慢開啟GV4，繼續(xù)提升負(fù)荷。提升負(fù)荷至359.5MW時(shí)，2瓦向通頻振幅達(dá)到34μm，降負(fù)荷至280MW后，恢復(fù)單閥方式運(yùn)行。以此方法對(duì)GV2以及GV3進(jìn)行同樣的強(qiáng)制提升負(fù)荷試驗(yàn)，分別在350MW以及340MW負(fù)荷下2瓦向通頻振幅達(dá)到36μm及38μm。表4為GV4、GV2及GV3強(qiáng)制試驗(yàn)中，最大負(fù)荷時(shí)機(jī)組的主要參數(shù)。

表4 強(qiáng)制調(diào)門試驗(yàn)機(jī)組主要運(yùn)行參數(shù)

從表4中可以看出，相比于單閥方式運(yùn)行時(shí)，GV4的強(qiáng)制試驗(yàn)中2瓦金屬溫度提高了2℃，GV3的強(qiáng)制試驗(yàn)中2瓦金屬溫度降低了3℃，由此說明：GV4閥門開度的降低能夠在一定程度上抑制轉(zhuǎn)子被抬高，維持軸系的穩(wěn)定，因此，機(jī)組負(fù)荷提升至360MW時(shí)，2瓦向軸振才提升至34μm；而GV3閥門開度的降低將有利于抬高轉(zhuǎn)子，加速失穩(wěn)，因此，提升負(fù)荷至340MW時(shí)，2瓦向軸振已經(jīng)達(dá)到38μm。圖4為280MW負(fù)荷時(shí)，強(qiáng)制關(guān)閉GV4后的軸心軌跡圖，相比于圖1可以發(fā)現(xiàn)軸心位置被有效的降低，在一定程度上說明強(qiáng)制關(guān)閉GV4后，有效地平衡了汽流激振力。由此驗(yàn)證了理論分析結(jié)果，因此未進(jìn)行GV1的強(qiáng)制試驗(yàn)。最終，決定采用如下的閥門開啟順序：GV1與GV2同時(shí)開啟，隨后開啟GV3，最后開啟GV4。

圖4 280MW負(fù)荷時(shí)GV4強(qiáng)制關(guān)閉后的軸心軌跡圖

4.2 切換至順序閥方式運(yùn)行

穩(wěn)定機(jī)組負(fù)荷280MW，進(jìn)行順序閥切換。切換至順序閥方式運(yùn)行后，設(shè)定負(fù)荷變化率5MW/min，逐步提升機(jī)組負(fù)荷至350MW，此時(shí)主汽流量1130t/h，機(jī)組運(yùn)行正常，振動(dòng)參數(shù)未有異常變化。隨后，降低機(jī)組負(fù)荷至280MW，穩(wěn)定運(yùn)行10min，設(shè)定負(fù)荷變化率7MW/min，逐步提高機(jī)組負(fù)荷至367MW，此時(shí)主汽流量1193t/h。機(jī)組升負(fù)荷至汽輪機(jī)最大連續(xù)出力工況過程中，軸瓦振動(dòng)仍以一倍頻分量為主，半頻幅值幾乎沒有變化。表5為3個(gè)典型負(fù)荷下機(jī)組的主要運(yùn)行參數(shù)。

表5 順序閥方式下機(jī)組主要運(yùn)行參數(shù)

4.3 優(yōu)化汽門配汽曲線

機(jī)組切換至順序閥方式運(yùn)行后，綜合閥位在89.3%至93%區(qū)間時(shí)，由于順序閥曲線重疊度偏小，造成實(shí)際負(fù)荷與負(fù)荷指令存在偏差，因此對(duì)3、4號(hào)調(diào)門開啟曲線進(jìn)行了修正，如圖5所示。

圖5 GV3、GV4配汽曲線

最后，在280MW至350MW區(qū)間，進(jìn)行升降負(fù)荷試驗(yàn)，機(jī)組均可迅速、有效地追蹤目標(biāo)負(fù)荷，期間振動(dòng)參數(shù)正常。結(jié)合一段時(shí)間的實(shí)際運(yùn)行，可以說明：在設(shè)計(jì)負(fù)荷內(nèi)，此次切換順序閥方式運(yùn)行方案有效地解決了本機(jī)組的汽流激振問題，可以滿足機(jī)組的安全穩(wěn)定運(yùn)行。

5 結(jié)論

通過對(duì)某350MW超臨界機(jī)組汽輪機(jī)異常振動(dòng)的分析研究，設(shè)計(jì)了合理有效的解決方案，保障了機(jī)組的安全運(yùn)行。具體結(jié)論如下：

1）分析確定了本機(jī)組此類異常振動(dòng)現(xiàn)象為汽流激振；

2）在單閥運(yùn)行情況下，提出了合理的方案，提高了機(jī)組帶負(fù)荷能力，抑制了發(fā)生汽流激振的頻率；

3）通過對(duì)幾種典型因素的試驗(yàn)研究分析，確定了在本文試驗(yàn)研究的參數(shù)變化范圍內(nèi)，潤滑油溫度及軸封供汽壓力對(duì)本機(jī)組汽流激振的產(chǎn)生影響較小，凝汽器真空對(duì)汽流激振的產(chǎn)生具有更直接的影響；

4）通過對(duì)低真空度時(shí)的異常振動(dòng)分析，得出本機(jī)組汽流激振主要是由偏心、機(jī)組負(fù)荷及蒸汽流量等因素造成；

5）基于理論分析及相應(yīng)試驗(yàn)，確定了合理的閥門開啟順序。同時(shí)，優(yōu)化了汽門配汽曲線，經(jīng)過一段時(shí)間的實(shí)際安全運(yùn)行證明了該處理方案的有效性。

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Analysis and Processing of the Steam-Flow Exciting Vibration in Steam Turbine of a 350 MW Supercritical Unit

HAO Shuai, WU Xin, WANG Mingyuan, LIU Lei, ZHOU Xianlin

(State Grid Jibei Electric Power Co. Ltd., Research Institute (North China Electric Power Research Institute Co. Ltd.), Xicheng District, Beijing 100045, China)

Vibration has always been an important factor to endanger the operation of the unit. In this paper, the abnormal phenomenon of the vibration of a 350MW supercritical unit was analyzed, in which the steam-flow exciting vibration happened. In the single valve operation mode, the frequency of vibration was suppressed by adjusting the condenser vacuum, lubricating oil temperature and shaft seal steam supply pressure. Then, the influence of several typical factors on the vibration was studied. Based on the conclusion of the test, this paper put forward the processing scheme to switch to the sequential valve operation mode, and determined the reasonable opening sequence of valves, and optimized the valve distribution curve. Finally, the steam-flow exciting vibration of the unit is solved effectively, the safety and stability operation of the unit is guaranteed.

supercritical unit; steam-flow exciting vibration; sequential valve operation mode

10.12096/j.2096-4528.pgt.18054

2018-08-24。

郝帥(1989)，男，助理工程師，主要從事火力電站汽輪機(jī)調(diào)試工作，674029722@qq.com。

郝帥

(責(zé)任編輯 車德競)