收藏丨1000MW汽轮机汽流激振解决对策研究
摘要：本文对某型 1 000 MW 火电汽轮机在调试过程中出现的汽流激振问题以及处理过程进行了分析和总结，阐明了汽流激振的特点，提出了高参数、大容量汽轮机汽流激振问题的在线解决对策。文章通过实例说明依靠运行控制手段在线解决汽轮机汽流激振问题可以取得较好效果，供存在类似问题的同类型机组参考。
关键词：汽流激振；在线；解决对策；运行控制
引言
富川电厂一期工程建设两台 1000MW 燃煤机组。在一号机组调试过程中主汽轮机出现了汽流激振问题，机组在向高负荷运行过程中汽轮机振动突然发散，ETS 保护动作停机。在解决此技术问题的过程中采取了运行调整和轴瓦改进的手段，最终通过调整高调门开启顺序抑制了激振力的影响，机组实现正常运行。本文解释了对于喷嘴配汽的汽轮机通过调整各高调门开度改善汽流激振的机理，通过试验各种高调门开启顺序组合能够找到轴系稳定性最佳的工况，进而确定最合理的高调门开启顺序，此种工况下高中压转子汽流激振现象基本得以消除。这种通过运行调整手段处理汽流激振问题的方法无需停机，在线即可完成，对于推进行业内解决汽轮机汽流激振问题具有一定参考意义。为提高在线处理效率，避免机组 ETS 频繁动作，本文介绍了处理过程中一些注意事项。
一、汽流激振与机组介绍
1.1汽流激振
汽轮机汽流激振产生的机理较为复杂，根据目前的研究结果，普遍认为蒸汽在动叶顶部、轴封和隔板密封间隙内周向作用力分布不均匀和转子转矩不平衡是造成汽流激振的主要原因。由于制造、安装、检修和运行等原因造成叶顶和隔板汽封周向间隙不均匀，蒸汽产生的合力使转子运动趋于不稳定；对于喷嘴配汽的汽轮机，由于进汽的不对称性产生了不对称力作用于转子上，影响了轴承的动特性也有可能造成转子运动失稳。当汽流激振力的影响超过系统所提供的阻尼时，轴系就会出现较大的不稳定振动，即汽流激振。
汽流激振一般发生在高参数、大容量汽轮机的高中压转子上，机组并网后负荷升至较高区域时振动突发性扩散，此振动对负荷非常敏感，当负荷降低后振动能够恢复正常，继续升负荷时会再次出现，有较好的重复性。通过分析振动发生前后的频谱，发现接近工作转速一半的低频分量变化显著，工频分量变化相对不大。
汽流激振导致的振动已经成为制约高参数、大容量汽轮机安全和经济运行的瓶颈之一[1] 。
1.2汽轮机组
本工程两台 1000MW 燃煤机组所采用汽轮机为引进日立技术生产的超超临界、一次中间再热、冲动式、单轴、四缸四排汽、双背压、纯凝式汽轮机，型号为 N1000-25/600/600。
汽轮机通流级数 45 级：高压缸为 1 个双流调节级，8 个压力级；中压缸为 2×6 个压力级；低压缸为 2×2×6 个压力级。机组轴系由高压转子、中压转子、低压转子 A、低压转子B 及发电机转子组成，各转子均为整锻转子，无中心孔，各转子间用刚性联轴器连接。各转子采用双轴承支撑方式，1～4 瓦为六瓦块结构的可倾瓦式轴承；5～10 瓦为椭圆形轴承，采用单侧进油，上瓦开槽结构[2] 。轴承 X、Y 向装有轴振测量装置，下瓦沿轴向布置三点测温元件。动叶顶部和隔板汽封均采用传统高低齿汽封，形成迷宫效果，汽缸轴端汽封系统采用自密封形式。
锅炉输送的过热蒸汽经汽轮机四个主汽阀进入共腔室的四个高调门，经导汽管进入汽轮机，蒸汽进入双流调节级后沿轴向分别向机头和机尾两个方向流动，经过调节级动叶做功，向机尾侧流动的蒸汽沿高压内缸内壁折返，再经过内缸与喷嘴室壳体形成的通道与向机头侧流动的蒸汽混合之后进入第一级压力级，再逐级流经高压缸各压力级做功。调节级喷嘴分为四个进汽区域，分别对应四个高调门进汽通道，从汽轮机侧往发电机侧观察从左上角开始逆时针依次对应#1-#2-#4-#3 高调门,#1 和#4、#2 和#3 高调门对应喷嘴数量分别一致，#1、#4高调门对应喷嘴数量比#2、#3 高调门的略多，如图 1 所示。厂家最初设计的调门开启逻辑为：先开启#1 高调门，当开启至一定开度后同时开启#2、#3 高调门，开启至一定开度后再开启#4 高调门。每个阀门都有特定的开启曲线，如图 2 所示[2] 。
二、处理过程及分析
2.1处理过程
一号机组于 2012 年 6 月末开始整套调试，首次接带负荷至 700MW 过程中，从通频振动曲线观察轴系振动未出现明显异常，继续升高负荷至 710MW 时，高压转子振动瞬间发散，从80μm 以下的正常水平在 3 秒内升至 250μm 以上水平（ETS 定值为 250μm），机组跳闸，此时主蒸汽流量在 2100t/h 左右。先后对润滑油温度、凝汽器真空、主蒸汽温度等参数在合理区间内进行了调节,收效甚微。阀序由原始设计的#1-（#2、#3）-#4 改为#1-（#2、#4）-#3，负荷升高至 850MW 附近时出现了非常类似的振动，再调整阀序至#4-（#2、#3）-#1，负荷可升至 900MW 附近，再继续升负荷轴系就会出现之前的汽流激振现象。
停机冷却后对高压转子轴承瓦块进行了处理，将瓦块乌金轴向两端各切削掉 3mm，瓦块
轴向长度由 250mm 减少至 244mm，提高了轴瓦比压[3-4] 使用原始设计阀序机组再次启动，高中压转子出现了与之前很相似的汽流激振现象，机组在 850MW 负荷振动大跳闸。
对#4-（#2、#3）-#1 及#2-（#1、#4）-#3 阀序分别进行了试验，汽流激振现象明显，对#3-（#1、#4）-#2 阀序进行试验，轴系振动稳定，机组负荷成功带至 1000MW，确定此阀序为最优方案，试验过程中还适当调整了主蒸汽压力曲线和阀门开度曲线。
2.2汽流激振处理过程数据记录表
全面分析汽轮机振动发生前后热力系统和电气系统参数均正常，通过分析 1～4 瓦轴振频谱图发现机组振动突升时 28Hz 左右的低频分量非常活跃，变化显著，其余振动分量变化相对不明显。根据机组冲转及低负荷时振动值均在合格范围，可以判定机组动平衡不存在问题；对比分析汽流激振发生前后频谱图 4、图 5，可知机组通频振动发散主要诱因是低频分量突变造成的。综合分析，基本可以判定此现象为典型的汽轮机汽流激振[5-7] 。
根据调试过程对各参数的观察结合轴系振动频谱和轴心轨迹分析，可以总结出阀门开启顺序对汽流激振的发生有非常明显的影响。通过观察分析各阀序下的轴系振动频谱图可知，只有在#3-（#1、#4）-#2 阀序工况下 28Hz 低频分量较为稳定，1000MW 工况低频分量在 8μm 以下，且比较稳定，其余阀序工况下当机组运行至高负荷区域时低频分量均会发生突然发散现象，导致通频振动剧烈变化、超限，针对阀序的不同发生汽流激振的负荷也有所区别。
2.3频谱图
从汽流激振形成机理上可以对上述内容做出解释，在特定阀门开启顺序情况下，各高调门开度不同，对应调节级各区域进汽量有所差别，将蒸汽作用到动叶上的力进行周向和轴向矢量分解，单独分析周向作用结果，最终对转子形成一个合力矩[1] ，维持转子在特定位置运行，当各高调门开度发生变化时，转子与汽缸和轴瓦的相对位置发生相应变化。当转子处于某一位置时，如果轴瓦对轴系提供的阻尼大于汽流激振力时，轴系运行稳定，振动不会发散，此时叶顶汽封、隔板汽封周向间隙处于最理想状态，阀门运行方式最佳，弥补了制造和安装的不足，保证了轴系的稳定性[8-9] 。
综上分析，高调门开启顺序影响汽流激振的表象反映了转子在汽缸和轴瓦中运行位置对汽流激振具有显著影响的本质。
三、解决对策
3.0解决对策
当汽轮机组出现振动且完全符合上述特征时，可以初步判定发生了汽流激振现象。在设备改进方面暂无解决方案时，可以参照本文所述措施进行解决。为了安全、快速地找到最佳阀门开启顺序须按照如下方法进行试验[10-12] 。
3.1监测设备
首先需要准备一套专用的数据采集分析仪，接入汽轮机组 TSI 系统中，获取振动、键相等参数，实现对振动频谱和趋势的观察，通过测量间隙电压直流量实现对轴心轨迹的监视和分析。
3.2运行操作
在试验过程中每次加负荷操作要缓慢进行，且安排专人仔细观察低频振动分量的变化趋势，当接近汽流激振负荷区域时加负荷速率控制在 2～5MW/min。当低频振动分量达到 20μm或通频振动达到75μm 时立即停止加负荷；当低频分量波动幅度超过10～15μm 时，立即降低机组负荷；当通频振动值达到150μm 时，立即手动关汽轮机调门降低进汽量，同时调整锅炉热负荷。
3.3逻辑更改
每次试验不同的阀序需要更改 DEH 中的逻辑并重新下装，降低机组负荷至 500MW 附近执行此项操作可以降低跳机风险。
在试验过程中，可以不拘泥于厂家提供的阀门开启曲线，根据数据、曲线分析后可以适当优化阀门开启曲线，但要注意保证四个阀门叠加后总的特性曲线趋于不变，防止影响机组负荷的控制和调节。
四、结论
4.1结论
本文介绍了 1000MW 汽轮机组调试期间汽流激振的处理过程，并进行了分析和总结。通过实例分析证明了调整汽轮机高调门开启顺序能够有效解决汽流激振问题，并阐明了处理要领。本文说明了通过调整高调门开启顺序可以调整高压转子在汽缸和轴瓦中的相对位置，当转子处于最佳位置时能够较好地抑制汽流激振力，保证轴系稳定运行，此时的阀门开启顺序即为最佳方式。
此种处理方法适用于在设备层面暂时不能很好解决汽流激振问题，或暂时不具备停机条件的机组，同时只适用于喷嘴配汽的汽轮机，要想从根本上攻克汽流激振问题，必须从汽轮机设计、制造和安装环节着手。