汽輪機組振動故障處理的決策方法及案例分析

劉東旭 張磊

（哈爾濱工業(yè)大學(xué) 黑龍江哈爾濱 150001）

汽輪機轉(zhuǎn)子在高溫蒸汽中高速旋轉(zhuǎn)不僅要承受氣流的作用力和離心力，而且還要承受著溫度差引起的熱應(yīng)力。然而在實際運行過程中，難免會出現(xiàn)軸振增大問題，所以，軸振的穩(wěn)定性對汽輪機的安全、經(jīng)濟運行有著很大的影響。因此，大量學(xué)者針對汽輪發(fā)電機組振動問題展開了研究。有研究［1-3］分析了氣流激振引起機組軸振增大問題；有研究［4-6］簡述了由于轉(zhuǎn)子質(zhì)量不平衡導(dǎo)致機組軸振偏大；有研究［7-9］綜述了轉(zhuǎn)子發(fā)生動靜碰磨造成機組振動故障的原因；有研究［10-11］論述了軸瓦穩(wěn)定性較差從而造成機組軸振增大；有研究［12-13］簡述了進汽方式對機組軸振的影響。綜上所述，機組異常振動產(chǎn)生的原因主要有轉(zhuǎn)子質(zhì)量不平衡、動靜碰磨、汽流激振、軸瓦穩(wěn)定性差、不平衡汽流力等。

然而在現(xiàn)場實際處理過程中，容易將轉(zhuǎn)子質(zhì)量不平衡與閥序調(diào)整這兩種處理方法混淆，大多數(shù)都會采用動平衡處理的方式解決軸振增大的問題。但是在實際實施后效果卻不明顯，機組在投運順序閥運行過程中還會存在振動增大的問題。不僅問題沒有得到有效的解決，而且花費了不必要的檢修費用，造成額外的經(jīng)濟損失。因此，本文針對上述問題，結(jié)合實際工程案例，總結(jié)出一套分析方法用于處理同類故障，為此類型故障的有效解決提供借鑒。

1 故障現(xiàn)象及分析

一般大型汽輪機的進汽方式主要有節(jié)流調(diào)節(jié)（單閥）和噴嘴調(diào)節(jié)（順序閥）兩種。由于噴嘴調(diào)節(jié)方式節(jié)流損失較小，所以一般汽輪機組并網(wǎng)運行后，會投運噴嘴調(diào)節(jié)方式。然而在實際生產(chǎn)過程中，在進行閥序切換時，會出現(xiàn)#1 或#2 瓦會軸振突升的情況，甚至振動超過報警值，導(dǎo)致機組不能安全投運順序閥。

例如，某廠330MW 亞臨界六調(diào)門機組，如圖1所示，機組在節(jié)流調(diào)節(jié)方式下進行變負荷運行時，#1 瓦絕對振動值穩(wěn)定在80μm 以下，無任何的突變現(xiàn)象。而由節(jié)流調(diào)節(jié)切換到噴嘴調(diào)節(jié)期間的切換過程中和切換完成后，#1瓦絕對振動值由74μm突升到140μm，遠超過規(guī)定的報警值。此種故障容易引發(fā)機組發(fā)生碰磨，影響機組的安全運行。

圖1 機組閥序切換過程中#1至#3瓦絕對振動變化趨勢圖

為解決軸振較大的問題，后期在機組大修期間，將轉(zhuǎn)子返廠進行動平衡處理。大修結(jié)束后機組啟機運行，投運一段時間單閥后，進行了閥序切換試驗。如圖2所示，順序閥運行過程還是存在軸振增大的情況，雖然其振動幅度由140μm 降到130μm，較之前有了較小的變化，但是依然存在一定的安全隱患。所以，為了保證機組安全穩(wěn)定運行，則只能繼續(xù)采用節(jié)流調(diào)節(jié)方式運行，對機組運行經(jīng)濟性有極大的影響。

圖2 動平衡處理后#1至#3瓦絕對振動變化趨勢圖

通過上述現(xiàn)象表明，由于進汽方式不合理，不平衡汽流力導(dǎo)致軸系失穩(wěn)，軸系受力不均衡，發(fā)生軸振增大的現(xiàn)象。所以在進行動平衡處理后，還是存在軸振增大的問題。因此，軸振增大的問題其根源不在于轉(zhuǎn)子質(zhì)量不平衡。

2 分析方法

結(jié)合上述故障現(xiàn)象，針對轉(zhuǎn)子動平衡處理和閥序調(diào)整這兩種振動的處理方式，為避免現(xiàn)場人員進行無效的工作，能夠及時有效地處理此類故障，本文提出一種分析方法，結(jié)合現(xiàn)場機組實際運行數(shù)據(jù)，具體分析過程如下。

（1）收集機組節(jié)流調(diào)節(jié)方式及噴嘴調(diào)節(jié)方式下的大范圍變負荷（額定負荷的40%～100%工況）數(shù)據(jù)，數(shù)據(jù)測點包含功率、高調(diào)門開度反饋值、#1 至#2 瓦的軸振值。

（2）利用軟件仿真分析或者借助DCS 曲線趨勢添加以上測點進行分析。

（3）利用節(jié)流調(diào)節(jié)方式的大范圍變負荷（額定負荷的40%～100%工況）數(shù)據(jù)，需要根據(jù)變負荷過程中軸振的變化趨勢判定其軸系穩(wěn)定性。

（4）根據(jù)上述節(jié)流調(diào)節(jié)方式軸振的情況，分析在切換過程中或切閥后的軸振變化的趨勢。若機組節(jié)流調(diào)節(jié)閥方式進行變負荷運行時，其軸振穩(wěn)定性較好，而在投運噴嘴調(diào)節(jié)方式過程中軸振變化范圍較大或發(fā)生突變，則說明軸振增大是由于機組不平衡汽流力導(dǎo)致的，需要進行閥序?qū)?yōu)試驗，調(diào)整進汽順序可以有效解決上述問題；若機組節(jié)流調(diào)節(jié)方式進行變負荷運行時，其軸振有上升或突變的情況，而在投運噴嘴調(diào)節(jié)方式過程中其軸振變化范圍也比較大，則說明轉(zhuǎn)子質(zhì)量不平衡，軸系整體穩(wěn)定性較差，需要進行動平衡處理。

3 應(yīng)用案例分析

以某廠330MW亞臨界六調(diào)門機組為例，其進汽方式有單閥和順序閥兩種，單閥調(diào)節(jié)時6 個高調(diào)門按照指令同時開啟或關(guān)閉，機組順序閥調(diào)節(jié)時，按照“GV1+GV2→GV4→GV5→GV6→GV3”的次序依次開啟，即先開GV1、GV2，再開GV4，再開GV5，再開GV6，再開GV3，屬于下缸進汽。機組噴嘴布置如下圖3所示。

圖3 噴嘴布置圖

收集機組優(yōu)化前單閥與順序閥變工況數(shù)據(jù)，利用仿真軟件畫出功率趨勢圖、調(diào)門變化趨勢圖、軸振變化趨勢圖進行分析。如圖4（a）、圖4（b）、圖4（c）所示，機組在單閥模式下，功率由250MW 升至282MW，#1 瓦X向振動穩(wěn)定在53μm、#1瓦Y向振動穩(wěn)定在48μm，進行變負荷調(diào)節(jié)時沒有任何上升趨勢或突變情況，整體穩(wěn)定性較好。

圖4 機組優(yōu)化前仿真分析過程

功率在277.7MW 時，機組由單閥切換到順序閥，在切換過程中#1瓦X向振動由53μm突升到80μm、#1瓦Y 向振動由48μm 突升到72μm。在切換完成后，功率由277.7MW 升至292MW，同時高調(diào)門GV3、GV6 參與調(diào)節(jié)，#1瓦X向振動由53μm升至104μm、#1瓦Y向振動由48μm 升至106μm，其軸振變化范圍較大。當(dāng)前現(xiàn)象則說明軸振增大是由于機組不平衡汽流力導(dǎo)致的。

通過上述的現(xiàn)象描述可知，當(dāng)前機組軸振的上升是由機組進汽方式不合理，不平衡汽流力使軸系失穩(wěn)，因此需要進行閥序?qū)?yōu)試驗，調(diào)整進汽順序可以有效解決上述問題。

結(jié)合上述振動故障，后續(xù)進行閥序?qū)?yōu)試驗，得到最優(yōu)進汽順序。在線進行DEH閥門管理參數(shù)，將機組順序閥進汽順序改為：GV2+GV3→GV1→GV6→GV5→GV4。在投運順序閥進行變負荷時，如圖5（a）、圖5（b）、圖5（c）所示，功率由254MW升至282MW，高調(diào)門GV6、GV5、GV4 參與調(diào)節(jié)，#1 瓦X 向振動穩(wěn)定在46～55μm，#1瓦Y向振動穩(wěn)定在40～56μm，軸振沒有大范圍的變化幅度。通過閥序調(diào)整，解決了投運順序閥過程中軸振較大的問題。

圖5 機組優(yōu)化后仿真分析過程

4 結(jié)語

本文針對轉(zhuǎn)子質(zhì)量不平衡與閥序調(diào)整這兩種振動處理方法容易混淆的問題?；诂F(xiàn)場實際運行數(shù)據(jù)，提出一種決策分析方法，總結(jié)出一套分析流程，輔助技術(shù)人員進行決策，選擇合適的處理方法，避免無效工作。同時結(jié)合實際案例分析，驗證了此方法不僅能夠及時、有效地對此類振動故障進行分析，而且能夠選擇合適的處理方法，避免無效工作，為企業(yè)節(jié)省不必要的檢修費用，具有一定借鑒意義。