汽轮机转子位置变化对转子中心位置的影响

汽轮机转子位置变化对转子中心位置的影响

0瓦瓦温超标事件在600mw国内收割机的正常运行中，为了降低调节阀的开口损失，提高机组的运营效率，通常采用序列阀控制法。国内很多同类型机组在阀门切换、阀门开度调整过程中多次出现轴承温度高、振动超标等异常情况,尤以高中压转子(调节级)处最为严重[1~3]。有的机组瓦温高达100℃以上,出现烧瓦事故,严重影响机组的安全运行。目前,国内电厂大多通过改变阀门开启顺序,改善600MW级机组在进行进汽切换时出现的瓦温、瓦振、轴振等超标的状况[4~7]。JW公司4号机组2013年大修投入运行后,2号轴承出现金属温度高现象,最高温度达106℃,影响机组的安全运行。本文对此现象进行了分析,考虑到即刻停机检修成本太高,提出了2号瓦瓦温的动态调整方法,作为停机检修前2号瓦瓦温超标的临时解决方案。目前,2号瓦瓦温已控制在94.3℃以下。1机组控制回路JW公司4号机组汽轮机为某汽轮机公司引进美国西屋公司技术设计生产的N600-24.2/566/566超临界、一次中间再热、单轴、三缸四排汽、双背压、凝汽式汽轮机。汽轮机采用单阀/顺序阀控制,机组启动采用单阀控制,正常运行时采用顺序阀控制。机组高压进汽部分有两个主汽门,4个调节汽门,阀门布置如图1所示。该机组的顺序阀设计阀序为GV1+GV2→GV3→GV4,即顺序阀控制时,高调阀GV1,GV2同时开启至全开,然后GV3随负荷增大逐步开启。2轴瓦温随负荷变化的规律2号轴承采用的是稳定性较好的可倾瓦轴承。4号机组于2013年9月~11月进行了大修,2号瓦瓦温在大修后逐渐爬升,接近报警值(107℃),威胁机组的安全运行。2013年12月29日,2号瓦瓦温、2号瓦轴振以及调门开度随负荷变化情况如表1所示。从表1可以看到:(1)2号瓦瓦温与负荷(阀门开度)有关,且左下侧瓦瓦温和右下侧瓦瓦温随负荷变化此消彼长。在405MW负荷以下,2号瓦左下侧瓦瓦温开始随负荷增加而升高;在405MW负荷左右时,2号瓦左下侧瓦瓦温达到最高值105.5℃;在405MW负荷以上时,左下侧瓦瓦温则随负荷的增加而降低;额定600MW负荷时,左下侧瓦瓦温降低到了90℃;负荷低于500MW时,右下侧瓦瓦温比较稳定;负荷高于500MW时,右下侧瓦瓦温随负荷增加而升高;额定600MW负荷时,右下侧瓦瓦温达到95.2℃。(2)2号瓦轴振最大102.5μm(报警值125μm);X方向轴振在高负荷情况下随负荷增加而降低,Y方向轴振则与之相反。定量分析轴瓦温度,需采用Reynolds方程进行轴承油膜分析:式中:R为轴颈半径;h为油膜厚度;ξ为角度;p为油膜压力;η为润滑油粘度;z为轴瓦的轴向坐标;t为时间。上述方程中参数含义详见文献。由于方程中的油膜厚度、油膜压力、润滑油粘度等参数难以通过计算或试验测得,且求解过程复杂,难以直接用于现场问题的分析与解决。现从GV阀门不同开度下高中压转子受力分析出发,定性分析2号瓦瓦温与机组负荷(对应阀门开度)的关系。蒸汽在汽轮机级内流动时,对动叶产生沿轮周方向的切向汽流力作用。喷嘴配汽方式下,高中压转子受到的切向汽流力与阀门开度、阀顺有关。调节级部分进汽时,没有流过蒸汽的喷嘴组不产生汽流力。若进汽是对角的,汽流力能够自平衡,仅产生一个使转子旋转的力矩;若进汽是非对角的,则不能够自平衡,还会产生不平衡汽流力,在机组的各轴承处产生附加载荷,影响转子中心位置。假设汽流均匀,每组喷嘴对转子产生的汽流力可等效为一个沿喷嘴弧段的切向力。不同进汽方式下,机组高中压转子所受的汽流力及等效作用力如图2所示。两种不同进汽方式对应的转子中心在轴承中的位置不同,示意图见图3(图2图3旋转方向均从汽机侧向发电机侧方向看)。进汽非对角产生的不平衡汽流力影响转子中心位置,是引起2号瓦瓦温变化的主要原因。GV3,GV4关闭;GV1,GV2开度相同时,高中压转子在自身重力和不平衡汽流力的共同作用下,中心向轴承中心左侧偏移,此时,2号瓦左下侧瓦是轴承的主要承力瓦。GV1,GV2开度增加时,左下瓦承受的载荷也因不平衡汽流力的增大而增加,转子与轴瓦之间的间隙变小,进油油楔面积也随之减小,轴承供油量减少引起轴瓦瓦温升高。GV1,GV2全开时,左下瓦的承载达到最大,瓦温也达到最高值。此后,GV3开度随负荷的升高而增大,GV3进汽对转子产生一个指向右下方的汽流力,与GV1,GV2产生的气流合力之间的夹角大于90°,使转子受到的总的横向附加汽流力减小,转子中心逐渐向右下方浮动,左下瓦负载减小,供油量增加,左下瓦瓦温也随之下降;转子中心向右侧移动,右下侧轴瓦负载增加,瓦温相应升高。即左下侧瓦瓦温和右下侧瓦瓦温随负荷变化此消彼长。综上可知,机组负荷变化时,阀门开度相应进行调整,蒸汽产生的不平衡汽流力引起转子中心位置变化,改变轴瓦负载和轴承供油量变化,最终导致2号瓦瓦温变化。轴振主要受油膜刚度、轴瓦间隙的影响,因2号瓦轴振不是影响机组安全运行的主要因素,在此不展开讨论。3阀门开度调整试验从上节2号瓦瓦温高原因分析可知,不平衡汽流力影响转子中心位置是引起瓦温变化的主要原因。为验证上述分析正确与否,进行机组稳定负荷情况下的阀门开度调节试验。从表1可知,机组负荷在400MW左右时,2号瓦温度最高。进行试验时,将机组负荷稳定在400MW,保持GV4全程保持关闭,GV1,GV2开度自动,其他运行参数基本保持不变。将GV3采用手动控制的方式使开度从5%逐步调整至25%。试验过程中,GV3开度增加时,GV1,GV2开度相应减小。左下侧瓦瓦温降低,右下侧瓦瓦温升高,如表2所示。试验结果与上节力学分析结果一致。阀门开度调整过程影响汽流力大小和方向,GV3开度增加产生的汽流力导致左下瓦负载减小、右下瓦负载增大。GV1,GV2开度减小也会引起左下瓦负载减小,进而引起左下瓦瓦温降低、右下瓦瓦温升高。上述阀门开度调整试验验证了2号瓦瓦温高原因分析的正确性。对于该厂4号机组而言,负荷低于500MW时,2号瓦左下侧瓦瓦温偏高,是威胁机组安全运行的主要因素,因此,左下侧瓦温是调整和控制的重点。通过以上瓦温高原因分析和阀门开度调整试验可知,通过调整阀门开度改变转子中心位置,实现对轴瓦瓦温的动态调整。现场处理时,采用基于三阀控制的单阀调节方式对瓦温进行动态调整,作为停机检修前瓦温超标的临时解决方案。详细处理过程如下:首先将负荷降低至340MW左右,机组由顺序阀调节切换为单阀调节;退出热工设定的阀门开度随负荷变化指令,GV1,GV2,GV3投自动,GV4投手动;随后的升负荷过程中,逐渐减小GV4开度直至全关,GV1,GV2,GV3开度保持一致;蒸汽额定参数状态下,GV1,GV2,GV3开度达到100%时,机组的负荷为590MW;为使机组能带到更高负荷,将主蒸汽和再热蒸汽压力偏置0.3MPa,机组顺利带满额定负荷600MW。机组负荷上升过程中,2号瓦瓦温、阀门开度、主蒸汽温度、主蒸汽压力等参数的变化部分特征数据见表3。采用只开三阀的单阀调节过程中,左下侧瓦瓦温随着负荷增加有降低的趋势,右下瓦瓦温则随负荷增加先升高后降低;左下侧瓦瓦温全负荷最高点在400MW负荷左右也只有90.4℃,相比机组正常阀序控制下的最高温度105.5℃调整前低了15.1℃,降幅明显,且右下侧瓦瓦温最高也只有94.3℃。机组瓦温回落到基本正常水平,与瓦温高报警值107℃相比安全裕度大大地增加了,机组运行的安全与可靠性也得到了有效保障。4阀门开度调整试验从高中压转子受力出发,定性分析了阀门开度变化对某600MW机组转子中心位置的影响,指出转子中心位置变化导致轴瓦负载增