不同閥序下汽輪機(jī)不穩(wěn)定振動(dòng)分析及試驗(yàn)研究

江 東，王將軍，師建軍，張嵩齡，楊建剛

（1.中煤集團(tuán)新疆伊犁能源開發(fā)有限公司，新疆伊犁 835000；2.東南大學(xué)火電機(jī)組振動(dòng)國(guó)家工程研究中心，江蘇南京 210096）

0 引言

大型汽輪機(jī)正常運(yùn)行時(shí)，機(jī)組可以在單閥或順序閥模式下運(yùn)行。單閥模式下汽輪機(jī)為全周進(jìn)汽，調(diào)節(jié)級(jí)進(jìn)汽均勻，但高調(diào)門都處在節(jié)流狀態(tài)，節(jié)流損失較大，效率較低。順序閥模式下，根據(jù)機(jī)組所帶負(fù)荷大小，高調(diào)門按照一定順序依次開啟，可以減少節(jié)流損失。然而，很多汽輪機(jī)在順序閥模式下運(yùn)行時(shí)發(fā)生了不穩(wěn)定振動(dòng)，影響了機(jī)組安全、穩(wěn)定運(yùn)行[1]。文獻(xiàn)[2]～文獻(xiàn)[4]研究了閥序切換過程中振動(dòng)和瓦溫超標(biāo)現(xiàn)象。文獻(xiàn)[5]分析了不同閥序下軸頸偏移、瓦溫和振動(dòng)之間的關(guān)系。研究發(fā)現(xiàn)這類不穩(wěn)定振動(dòng)受閥序的影響較大。因此，閥序優(yōu)化、混合配汽和增大順序閥重疊度等方法在工程中得到了廣泛應(yīng)用。

通過分析順序閥模式下汽流力特征后指出，如果高中壓缸某軸承所承受的載荷較輕，順序閥模式對(duì)該軸承動(dòng)力特性的影響較大，從而對(duì)該軸承振動(dòng)的影響也較大。因此，除了閥序調(diào)整外，也可以考慮通過調(diào)整軸承載荷的方式來抑制振動(dòng)。

針對(duì)某330 MW 汽輪機(jī)發(fā)生的不穩(wěn)定振動(dòng)，試驗(yàn)總結(jié)了機(jī)組振動(dòng)現(xiàn)象，分析了振動(dòng)原因。利用機(jī)組大修機(jī)會(huì)，制定和實(shí)施了軸系中心調(diào)整方案，取得了比較好的減振效果。

1 汽輪機(jī)汽流力引發(fā)振動(dòng)分析

1.1 不均衡汽流力分析

圖1a）圖給出調(diào)節(jié)級(jí)噴嘴布置，圖1b）給出軸頸在軸承內(nèi)中心位置變化情況。設(shè)穩(wěn)定運(yùn)行時(shí)軸頸中心位于O 點(diǎn)。蒸汽在調(diào)節(jié)級(jí)中流動(dòng)時(shí)，對(duì)調(diào)節(jié)級(jí)動(dòng)葉片產(chǎn)生汽流力的作用。下半噴嘴進(jìn)汽后，將會(huì)產(chǎn)生一個(gè)較大的水平向左汽流合力作用到轉(zhuǎn)子上，推動(dòng)轉(zhuǎn)子進(jìn)一步順轉(zhuǎn)動(dòng)方向偏移，軸頸中心從點(diǎn)O 移動(dòng)到點(diǎn)O1。此時(shí)，X 方向上油膜厚度進(jìn)一步增大，油膜剛度減小，振動(dòng)增大。Y 方向上油膜厚度進(jìn)一步減小，油膜剛度增大，振動(dòng)減小。上半噴嘴進(jìn)汽后，將會(huì)產(chǎn)生一個(gè)較大的水平向右汽流合力作用到轉(zhuǎn)子上，推動(dòng)轉(zhuǎn)子逆轉(zhuǎn)動(dòng)方向偏移，軸頸中心從點(diǎn)O 移動(dòng)到點(diǎn)O2。此時(shí)，X 方向上油膜厚度減小，油膜剛度增大，振動(dòng)減小。Y 方向上油膜厚度增大，油膜剛度減小，振動(dòng)增大。因此，不同順序閥下工作以及閥序切換過程中，不均勻進(jìn)汽產(chǎn)生的作用到轉(zhuǎn)子上的汽流合力不同。例如，某300 MW 汽輪機(jī)計(jì)算發(fā)現(xiàn)，閥序切換過程中汽流力變化幅度達(dá)到±91.248 kN，相當(dāng)于高壓轉(zhuǎn)子自重的40%。汽流力作用到轉(zhuǎn)子上后，改變軸承載荷以及軸頸在軸承內(nèi)的位置，改變軸承動(dòng)力特性，對(duì)振動(dòng)產(chǎn)生影響。

如果安裝時(shí)軸系中心不合理，高中壓缸某軸承標(biāo)高偏低，軸承載荷較輕，較小的汽流力對(duì)該軸承動(dòng)力特性的影響就會(huì)較大，從而導(dǎo)致該軸承振動(dòng)對(duì)閥序調(diào)整比較敏感。

以圖1 為例，正常狀態(tài)下軸頸中心會(huì)順旋轉(zhuǎn)方向偏移，X 向振動(dòng)較大，Y 向振動(dòng)比X 向小。該機(jī)組設(shè)計(jì)閥序?yàn)?-1→2-1→4-2→5-3→6-4→3-5（前1 個(gè)數(shù)字代表閥門物理編號(hào)，后1 個(gè)數(shù)字代表閥門開啟順序）。在這種順序閥模式下，先下半缸進(jìn)汽、后上半缸進(jìn)汽。一定負(fù)荷后，上半缸噴嘴開始進(jìn)汽，軸頸中心逆旋轉(zhuǎn)方向移動(dòng)，X 向振動(dòng)就會(huì)減小，Y 向振動(dòng)增大。兩個(gè)方向上的振動(dòng)差值減小。反之，如果將閥序改為先上半缸進(jìn)汽、后下半缸進(jìn)汽，即：6-1→3-1→5-2→4-3→1-4→2-5，一定負(fù)荷后，下半缸開始進(jìn)汽，X 向振動(dòng)就會(huì)增大，Y 向振動(dòng)減小，兩個(gè)方向上振動(dòng)差值就會(huì)進(jìn)一步增大。

圖1 噴嘴布置和軸頸中心位置

1.2 汽流激振分析

軸流式透平機(jī)械葉輪偏離汽缸中心后，葉片與隔板間周向間隙不均勻，間隙小側(cè)比間隙大側(cè)漏汽少，級(jí)效率高，在給定壓降情況下作功多，葉片受力比間隙大高兩側(cè)葉片受力不均勻，合成后就在轉(zhuǎn)子位移的垂直方向上產(chǎn)生一個(gè)切向力。該力有使轉(zhuǎn)子順著轉(zhuǎn)動(dòng)方向渦動(dòng)的趨勢(shì)。轉(zhuǎn)子渦動(dòng)后，離心力的增加導(dǎo)致渦動(dòng)幅度（即偏移量）的加大。加大切向力，從而加劇渦動(dòng)，形成汽流激振。

1.3 不均衡汽流力和汽流激振區(qū)別

汽輪機(jī)不均衡汽流力和汽流激振都會(huì)對(duì)振動(dòng)產(chǎn)生影響。兩者都發(fā)生高中壓缸內(nèi)，都和負(fù)荷有關(guān)。大量研究把這兩類因素混在一起，統(tǒng)一看作為汽流激振。實(shí)際上，這兩個(gè)因素誘發(fā)振動(dòng)的機(jī)理和引發(fā)的振動(dòng)現(xiàn)象是不同的，可以表現(xiàn)為：

（1）汽流激振主要誘發(fā)低頻振動(dòng)，而不均衡汽流力對(duì)工頻振動(dòng)和低頻振動(dòng)都有影響，更多地影響工頻振動(dòng)。

（2）汽流激振發(fā)生后，振動(dòng)會(huì)突發(fā)性增大。不均衡汽流力引發(fā)的振動(dòng)有可能增大，也有可能減小。

（3）汽流激振引發(fā)的振動(dòng)主要發(fā)生在大負(fù)荷區(qū)域，而不均衡汽流力引發(fā)的振動(dòng)在大負(fù)荷和小負(fù)荷區(qū)都可能發(fā)生。

（4）汽流激振引發(fā)的振動(dòng)受閥序的影響較小，而不均衡汽流力引發(fā)的振動(dòng)受閥序的影響較大。

2 某330 MW 汽輪機(jī)不穩(wěn)定振動(dòng)分析

某廠2 號(hào)汽輪機(jī)是由上海汽輪機(jī)有限公司制造的中間再熱抽汽凝式汽輪機(jī)，型號(hào)為CZK330-16.7/0.4/538/538。圖1 給出噴嘴布置。高、中壓缸采用合缸形式，配備6 個(gè)高壓進(jìn)汽口和調(diào)節(jié)汽門，上下半各3 個(gè)。高壓主汽門位于高中壓缸兩側(cè)，每個(gè)主汽門控制3 個(gè)調(diào)節(jié)汽門。圖2 給出機(jī)組軸系布置。為了減小振動(dòng)，該汽輪機(jī)4 個(gè)軸承都采用穩(wěn)定性較高的可傾軸承。

圖2 機(jī)組軸系布置

2.1 機(jī)組振動(dòng)現(xiàn)象

通過大量觀察發(fā)現(xiàn)，機(jī)組不穩(wěn)定振動(dòng)與進(jìn)汽方式有關(guān)。圖3給出了3 組典型試驗(yàn)數(shù)據(jù)。機(jī)組振動(dòng)具有以下特征：

圖3 負(fù)荷變化過程中振動(dòng)變化情況

（1）負(fù)荷較低時(shí)振動(dòng)較小。負(fù)荷增大后，振動(dòng)基準(zhǔn)值增大，同時(shí)振動(dòng)脈動(dòng)幅度增大。兩種因素合在一起，導(dǎo)致振動(dòng)較大，波動(dòng)幅度達(dá)到80 μm。

（2）振動(dòng)大、小兩種狀態(tài)下的頻譜分析結(jié)果表明：振動(dòng)基準(zhǔn)值增大是由于50 Hz 工頻分量幅值變大引起的，而振動(dòng)脈動(dòng)則是由于25 Hz 附近非整數(shù)倍低頻分量幅值變大引起的。

（3）不穩(wěn)定振動(dòng)突出表現(xiàn)在高中壓轉(zhuǎn)子1#軸承上，閥序切換時(shí)其他軸承振動(dòng)穩(wěn)定。

（4）順序閥運(yùn)行時(shí)，高壓調(diào)門開度在3 閥到3 閥半之間運(yùn)行振動(dòng)大，在4 閥半或者切為單閥運(yùn)行時(shí)振動(dòng)平穩(wěn)。

2.2 機(jī)組振動(dòng)原因分析

（1）1#軸承所承受的載荷較輕。高中壓轉(zhuǎn)子質(zhì)量在整個(gè)軸系中最輕，同時(shí)，高中壓轉(zhuǎn)子結(jié)構(gòu)不對(duì)稱導(dǎo)致1#軸承載荷又低于2#軸承。1#軸承位于軸系首端，檢修偏差以及機(jī)組運(yùn)行一段時(shí)間后軸系對(duì)中偏移等因素對(duì)1#軸承標(biāo)高的影響較大，進(jìn)而會(huì)導(dǎo)致1#軸承載荷進(jìn)一步降低。

1#軸承振動(dòng)發(fā)生時(shí)，軸振最大達(dá)到180 μm，而軸承座振動(dòng)只有15 μm，軸振和軸承座振動(dòng)比例關(guān)系達(dá)到12:1，說明軸頸和軸承烏金之間有一層比較厚的油膜。300 MW 負(fù)荷下1#軸承瓦溫比2#瓦低10 ℃。高中壓轉(zhuǎn)子臨界轉(zhuǎn)速比設(shè)計(jì)值減小200 r/min 左右，說明軸承油膜剛度有所減小。上述多個(gè)特征從不同角度證實(shí)1#軸承載荷較輕。

（2）輕載軸承對(duì)閥序產(chǎn)生的不均衡汽流力敏感。不均衡汽流力作用到輕載軸承的軸頸上后，軸頸在軸承內(nèi)的中心位置發(fā)生較大變化，改變了軸承在X 向和Y 向上的油膜剛度，導(dǎo)致振動(dòng)變化。這種變化主要反映在工頻分量變化上，會(huì)導(dǎo)致振動(dòng)基準(zhǔn)值發(fā)生變化。

（3）輕載軸承穩(wěn)定性差。由軸承潤(rùn)滑理論可知，輕載軸承穩(wěn)定低，在汽流激振力作用下，容易產(chǎn)生因失穩(wěn)而誘發(fā)的突發(fā)性振動(dòng)。低頻諧波頻率非工頻的整數(shù)分倍頻，導(dǎo)致DCS 上顯示的瞬時(shí)通頻幅值會(huì)出現(xiàn)一定幅度的波動(dòng)。

3 振動(dòng)治理及實(shí)施

3.1 振動(dòng)治理方案

通過分析可知，運(yùn)行狀態(tài)下1#軸承載荷輕是導(dǎo)致機(jī)組不穩(wěn)定振動(dòng)的根源。雖然可以通過閥序優(yōu)化調(diào)整，改變作用在轉(zhuǎn)子上的不均衡汽流力方向，但是試驗(yàn)發(fā)現(xiàn)，這種方法所取得的實(shí)際減振效果有限。

2021 年4—5 月期間，2#機(jī)組大修。決定利用大修機(jī)會(huì)徹底解決機(jī)組不穩(wěn)定振動(dòng)。主要方案為：

（1）停機(jī)后檢查軸系中心，根據(jù)檢查結(jié)果，結(jié)合機(jī)組上實(shí)際發(fā)生的振動(dòng)現(xiàn)象，制定合理的軸承中心調(diào)整方案。總的原則是，利用檢修機(jī)會(huì)增大1#軸承載荷。

（2）對(duì)高中壓轉(zhuǎn)子進(jìn)行動(dòng)平衡調(diào)整，降低基準(zhǔn)振動(dòng)值，減小軸頸大幅擾動(dòng)對(duì)軸承穩(wěn)定性所帶來的不利影響。

3.2 大修檢查和調(diào)整情況

（1）檢修中發(fā)現(xiàn)，高低對(duì)輪中心為上張口，導(dǎo)致1#軸承標(biāo)高偏低，容易引發(fā)不穩(wěn)定振動(dòng)。該檢查結(jié)果和檢修前的分析結(jié)論相同。

檢修將高低對(duì)輪中心由上開口調(diào)整為下開口，1#瓦標(biāo)高在現(xiàn)基礎(chǔ)上抬高1.2 mm。1#軸承標(biāo)高抬高后，軸承載荷增加，瓦溫會(huì)增加。檢修中適當(dāng)增大了1#軸承間隙，增加潤(rùn)滑油流量。圖4 和表1 給出了軸系中心調(diào)整情況。

表1 高低對(duì)輪張口與高低差調(diào)整數(shù)據(jù)

圖4 軸承中心調(diào)整示意圖

（2）汽輪機(jī)高中壓轉(zhuǎn)子存在彎曲和不平衡，大修前2 次動(dòng)平衡試驗(yàn)所選用的配重面和不平衡面不重合，導(dǎo)致振動(dòng)逐步增大，對(duì)軸承油膜產(chǎn)生的擾動(dòng)較大。利用檢修機(jī)會(huì)調(diào)整汽輪機(jī)高中壓轉(zhuǎn)子平衡狀將轉(zhuǎn)子兩側(cè)配重螺釘移植到轉(zhuǎn)子中部，并增加一些預(yù)配重，減少因配重面和實(shí)際不平衡面不重合所帶來的彎曲變形影響。

（3）檢查和調(diào)整轉(zhuǎn)子與汽缸、汽封、隔板的同心度偏差。

4 大修后振動(dòng)情況

機(jī)組大修后于2021 年5 月23 日啟動(dòng)。圖5給出5 月23 日16:00～18:40 期間1x、1y、2x、2y 測(cè)點(diǎn)振動(dòng)變化趨勢(shì)。帶負(fù)荷運(yùn)行時(shí)4 個(gè)測(cè)點(diǎn)振動(dòng)同步波動(dòng)，18:40后上述振動(dòng)恢復(fù)正常。當(dāng)日20:00～22:30 時(shí)間段內(nèi)再次發(fā)生類似的振動(dòng)波動(dòng)。

圖5 5 月23 日16:00～18:40 期間振動(dòng)波動(dòng)現(xiàn)象

圖6 給出5 月24 日8:00～15:30 期間1x、1y、2x、2y 4 個(gè)測(cè)點(diǎn)軸振變化趨勢(shì)。帶負(fù)荷運(yùn)行時(shí)振動(dòng)再次發(fā)生波動(dòng)。5 月24 日14:45，1#測(cè)點(diǎn)軸振增大至210 μm 左右，被迫打閘停機(jī)。

圖6 5 月24 日8:00～15:30 期間振動(dòng)波動(dòng)現(xiàn)象

大修前和大修后初期帶負(fù)荷運(yùn)行時(shí)振動(dòng)都不穩(wěn)定，但有明顯差別。大修前振動(dòng)不穩(wěn)定主要表現(xiàn)在1#軸承上，呈現(xiàn)隨機(jī)性波動(dòng)，與閥序有一定關(guān)聯(lián)。但是振動(dòng)增大后，能穩(wěn)定在一個(gè)高位上運(yùn)行。大修后帶負(fù)荷運(yùn)行振動(dòng)不穩(wěn)定同時(shí)表現(xiàn)在1#、2#軸承上，與閥序關(guān)聯(lián)性不大。振動(dòng)一旦發(fā)生波動(dòng)后，往往呈現(xiàn)較為明顯的“波動(dòng)—爬升—發(fā)散”3 個(gè)階段。

大修前后出現(xiàn)的振動(dòng)不穩(wěn)定性質(zhì)完全不同。大修后出現(xiàn)的“波動(dòng)—爬升—發(fā)散”現(xiàn)象實(shí)際上代表了摩擦故障的早期、中期和晚期三個(gè)階段。機(jī)組打閘停機(jī)后，轉(zhuǎn)子偏心度達(dá)到86 μm，比開機(jī)前增大不少。由此判斷1#瓦側(cè)軸封部位確實(shí)發(fā)生了碰磨。停機(jī)過程中，1#瓦附近能聽到比較明顯的摩擦聲音。

在不同工況點(diǎn)讓機(jī)組穩(wěn)定運(yùn)轉(zhuǎn)一段時(shí)間，通過摩軸封的方法逐步擴(kuò)大動(dòng)靜間隙。在一個(gè)負(fù)荷工況下振動(dòng)穩(wěn)定后，逐漸將機(jī)組帶至較大負(fù)荷。5 月24—28 日期間采用該方法，有效緩解了軸封摩擦帶來的振動(dòng)波動(dòng)問題。隨后帶負(fù)荷運(yùn)行過程中振動(dòng)基本穩(wěn)定。

5 結(jié)束語

2 號(hào)機(jī)組在不同閥序下發(fā)生的不穩(wěn)定振動(dòng)與1#軸承載荷較輕有關(guān)。軸承載荷輕，穩(wěn)定性差，抗干擾能力差。抬高輕載軸承的標(biāo)高可以減小閥序?qū)@類不穩(wěn)定振動(dòng)的影響。這種方法是對(duì)傳統(tǒng)閥序優(yōu)化方法的有益補(bǔ)充。標(biāo)高調(diào)整量可根據(jù)工作狀態(tài)下軸承載荷狀況而定。