汽轮机功率控制模式切换引发轴系振动异常的机理分析及实验研究

第56卷第4期2014年8月汽轮机技术TURBINETECHN0L0GYVO156NO4AUG2014汽轮机功率控制模式切换引发轴系振动异常的机理分析及实验研究段岩峰，于达仁。，崔颖，刘金福，田芳1国家核电技术有限公司北京研发中心，北京100190；2哈尔滨工业大学，哈尔滨150001；3大连海事大学，大连116026摘要汽轮机高压调节阀在进行功率控制模式单阀一顺序阀状态之间切换时，可能引起高压转子一轴承系统振动异常增大的问题，且较为普遍。通过对实际机组异常过程的相关数据进行分析，发现高压调节阀门切换时阀位晃动与振动异常存在相关性，进而通过机理分析和数值模拟，判断异常原因在于阀位晃动引起径向汽流力突变冲击。在实际机组上开展验证实验，通过优化阀门流量特性减小调节过程阀位晃动，消除了这一异常问题。关键词汽轮机；单阀控制；顺序阀控制；控制模式切换；轴系振动分类号TK26372文献标识码A文章编号10015884201404026903MECHANISMANALYSISANDEXPERIMENTALRESEARCHONTHEABNORMALTURBINESHVIBRATIONCAUSEDBYPOWERCONTROLMODESWITCHINGDUANYANFENG，YUDAREN，CUIYING，LIUJINFU，TIANFANG1STATENUCLEARPOWERTECHNOLOGYCORPORATIONRESEARCHDEVELOPMENTCENTRE，SNPTRD，BEIJING100190，CHINA；2HARBININSTITUTEOFTECHNOLOGY，HARBIN150001，CHINA；3DALIANMARITIMEUNIVERSITY，DALIAN116026，CHINAABSTRACTABNORMALVIBRATIONMAYBEINDUCEDATSTEAMTURBINEHPROTORBEARINGSYSTEMWHENPOWERCONTROLMODESWITCHESBETWEENTHROTTLECONTROLANDNOZZLECONTRO1THEDATAOFAPOWERPLANTUNITISANALYZEDANDTHECORRELATIONBETWEENTHEABNORMALVIBRATIONANDTHEOSCILLATIONOFGOVERNINGVALVEPOSITIONISFOUNDBYMECHANISMANALYSISANDNUMERICALSIMULATION，THECAUSEISINFERREDTOBESTEAMFORCESWHICHCHANGESUDDENLYTOIMPACTTHEROTORTHEINFERENCEISDEMONSTRATEDBYAVERIFICATIONTESTONTHEUNIT，WHERETHEABNORMALPROBLEMISELIMINATEDBYOPTIMIZINGVALVEFLOWCHARACTERISTICTOREDUCETHEVALVEOSCILLATIONKEYWORDSSTEAMTURBINE；THROTTLECONTROL；NOZZLECONTROL；CONTROLMODESWITCHING；ROTORBEARINGSYSTEMVIBRATION0前言汽轮机在启机时，通常采用单阀控制模式，即4个高压调节阀按相同开度同步开启。由于单阀控制时阀门始终处于非全开状态，即使达到额定功率，各阀门开度也仅为30左右，存在较大的节流损失。通常阀门开度在40以上时流量达到95以上，此时可认为阀门为全开状态，无节流。出于经济性考虑，通常启动至额定功率稳定运行后，需切换为顺序阀控制模式，即两个高压调节阀全开，第三个用于功率调节，第四个关闭此时第四个阀门仅在超额定功率工况下使用。在这种情况下，节流损失仅发生在一个阀门处，经济性显著提高。生产实践中，许多汽轮机在控制模式切换时存在转子一轴承系统振动异常增大的问题，严重时引起振动超限甚至碰摩等故障“J。由于顺序阀存在局部进汽，使得轴系会受到径向汽流力的作用，因此在顺序阀工况下局部进汽，轴系的轴振幅值与单阀工况全周进汽相比会发生一定变化，这径向汽流力影响使得轴承载荷发生变化，进而影响轴系动力学特性及振动状态。控制模式切换过程是维持机组功率不变的情况下，高压调节阀在单阀和顺序阀两种状态间的切换过程，简称为切换工况。切换工况也存在局部进汽，通常持续3MIN4MIN，其引起的径向汽流力应大于单阀工况而小于顺序阀工况，因此如果切换过程平稳，径向气流力相应平稳变化，对应轴振幅值应介于单阀和顺序阀工况之间。然而实际中很多切换工况下轴振会异常增大，既高于单阀工况，也高于顺序阀工况，且这一现象比较普遍。由于切换过程较短，此类问题较少得到关注，但严重情况下会使得机组无法顺利投运顺序阀，甚至引起故障，影响机组正常运行。1异常现象描述下面通过在某600MW机组上开展控制模式切换实验，来复现并分析高压调节阀门切换过程中振动异常问题。该600MW机组的顺序阀方案为GV1GV3一GV2一GV4阀门布置方案参见图1，即升功率过程先同时开启高压调节阀GV1和GV3，再依次开启GV2和GV4。因为属于对角进汽收稿日期20131226作者简介段岩峰1980一，男，博士研究生，工程师，现从事核电实验研究工作。27O汽轮机技术第56卷图1高压调节阀门布置形式同时开启的G1和GV3处于对角位置，所以径向气流力比顺序进汽已大大减小，顺序阀工况下1号和2号轴承左右轴振仅略高于单阀工况，因此切换过程中轴振异常增大的问题显现出来，尤其是2号瓦左轴振，达到了机组振动报警值，如图2所示。散昌I暨需时间，S4阀位变化单阀切顺序阀60SO40302O窒LO0昌罂95009400鳄00960097009舳0时间，S阀位变化顺序阀切单阀时间S时间SC轴振变化单阀切顺序阀D轴振变化顺序阀切单阀图2控制模式切换过程振动故障现象2机理分析通过对切换工况进行分析，发现无论单阀切换顺序阀过程，还是顺序阀切换单阀过程，都存在GV1和GV3阀位剧烈晃动的阶段，而且与轴振异常增大出现在相同时刻，说明阀位晃动与异常问题之间有很强的关联性。阀位晃动时其开度介于30和40之间，尚未达到全开，此时阀位变化应该对主蒸汽流量有较大影响。汽轮机的主蒸汽流量与调节级压力有着强相关性，对图2所示切换过程的调节级压力进行考察，发现在阀位晃动时，调节级压力也在剧烈波动，波动量高达1015，说明主蒸汽流量也在大幅波动，如图3所示。主蒸汽流量的大幅波动必然引起径向汽流力突变，使得转子受力相应发生突变，对转子形成了瞬态冲击。为了分析径向汽流力突变形成瞬态冲击时轴系的振动响应，以某型200MW机组模型为分析对象，考查瞬态力扰动前、扰动后过渡态以及扰动后稳态下的振动情况。从该200MW机组现场实践中发现，汽流力主要影响1幽9蒌室出靼粤时间S时间S单阀切顺序阀过程调节级B顺序阀切单阀过程调节级压力变化压力变化图3切换过程调节级压力波动现象号和2号轴承，稍微影响3号轴承，对4号及后续轴承没有影响。该机组1号一3号轴承均为椭圆瓦滑动轴承，支撑高压转子和中压转子，其中2号和3号轴承支撑中压转子，高压转子通过刚性联轴器和中压转子连接，因此本研究中只对高中压转子一轴承系统进行建模。该200MW汽轮机高压部分由调节级与11级压力级构成，中压部分由10级压力级构成，转子总长9875M，总重量为1974454KG。把转子划分为62段进行建模，共63个结点，1号、2号和3号轴承分别支撑在转子的第3、34、58结点，转子一轴承系统的结构如图4所示J。删厦图4转子一轴承系统模型轴承模型根据机组实际参数建立，见表1。3个轴承预负荷系数都为06，均采用SHELLTELLUST32润滑油，40C时黏度为312CST，100T2时黏度为62CST。表1轴承建模参数因为在流量有效调节范围内即阀门开度为040之间，阀位晃动范围约为10左右，在600MW机组高压转子上产生的径向汽流瞬态冲击力约为20KN，按照600MW与200MW机组转子自重的对比，可等效为200MW机组转子上承受约10KN的径向冲击力。因此在模型中设置转子受10KN径向瞬态力冲击，其它参数设置同前。在径向冲击力作用下，由图5至图7可知，L号和2号轴承处的轴心轨迹发散，轴心位置晃动，水平、垂直轴振均增大；由图8可知，各振动分量相对增幅均在10以上，最高达26；由图9至图11可知，振动增量来源主要为低频分量的增加。低频频率约为30HZ左右，是转子的一阶固有频率。因此，径向冲击会激发转子的固有频率振动分量，进而使得振动通频值增大。第4期段岩峰等汽轮机功率控制模式切换引发轴系振动异常的机理分析及实验研究271暑趔删昌删1L暑删1I水平位；PM口LG轴承暑潍删1I水平位移MM西2号轴承图5径向力冲击前的轴心轨迹水平位移PMLG轴承图6径向力冲水平位移ML号轴承频率，HZ1号轴承频率HZ62G轴承水平位移MM2号轴承图7径向力冲击后的轴心轨迹口LG轴承2号轴承图8径向力冲击过程轴振通频峰一峰值变化频率HZL号轴承频率HZ2G轴承图9径向力冲击前的轴振频谱分析综合以上机理分析可知，当切换工况发生阀位晃动时，主蒸汽流量随之大幅波动，径向汽流力发生突变，轴系因此受到冲击；而突变冲击会激发轴系的低频振动，导致轴振通频值增大。3实验验证为