300MW供热机组轴承振动与高压调节汽阀开度的关系

PAGEPAGE1关于300MW供热机组轴承振动与高压调节汽阀开度的关系摘要本文介绍了唐电一期300MW汽轮机组在180MW和280MW时轴承振动与高压调节汽阀开度的关系，分析了#1、#2轴承产生振动的原因及降低#1、#2轴承振动的对策。在该机组正常运行中尽量使负荷避开180MW和280MW的负荷点，减小#1和#2轴承的振动，使机组安全、稳定地运行。关键词300MW机组轴承振动高压调节汽阀喷嘴PAGEPAGE6汽轮机轴承振动的大小，关系到机组能否安全、稳定地运行。一旦发生轴瓦烧损事故，可能造成轴瓦乌金烧熔、转子轴颈损坏并将造成汽轮机动静部分发生接触摩擦，严重时更造成汽轮机设备损坏。因此《300MW机组集控运行规程》规定：机组运行中轴承振动不超过0.03mm或相对轴振不超过0.08mm，超过时应设法消除，当相对轴振大于0.25mm应立即打闸停机。当轴承振动变化±0.015mm或相对轴振变化±0.05mm，应查明原因设法消除，当轴承振动突然增加了0.05mm，应立即打闸停机。唐山热电有限公司1号汽轮机是东方汽轮机厂生产的C300/220-16.7/0.3/537/537型亚临界一次中间再热两缸两排汽抽汽凝汽式汽轮机。其轴系示意图如图1所示。1号汽轮机组在大修前，在负荷280MW（纯凝汽工况）的时候，#2轴承的振动明显比其它负荷点都大,#2轴承瓦振在14～24μm之间摆动，有时还要比这大些；在180MW（纯凝汽工况）的时候，#1轴承x方向轴振在72～88μm之间摆动，y方向轴振在59～68μm之间摆动。在其它负荷点时#1、#2轴承振动明显的小很多。虽然#1、#2轴承振动允许长期运行，但它的不正常增大也应引起我们的高度重视。低压转子低压转子发电机转子HPIPLP#1#2#3#4#5#6危急遮断器主油泵推力轴承联轴器联轴器高中压转子图11号汽轮发电机组轴系示意图1分析#1机大修前引起#1、#2轴承振动的因素1号汽轮机组共有6个支持轴承和1个独立结构的推力轴承。其中#1、#2轴承为可倾瓦结构，每个可倾瓦轴承由5块能在支点上自由倾斜的弧形瓦块组成，瓦块在工作时可随着转速、载荷及轴承温度的不同而自由摆动，在轴颈四周形成多油楔，若忽略瓦块的惯性，油膜剪切摩擦阻力等影响，每个瓦块作用到轴颈上的油膜作用力总是通过轴颈中心的。#1、#2轴承的可倾瓦结构使其具有较高的稳定性，能承受各个方向的径向载荷，基本上消除了油膜振荡的可能性。1号汽轮机油为L—TSA32，能保证300MW机组正常运行时轴瓦的润滑、冷却。油温的高低是造成轴瓦振动的一个因素，油温过高会使油的粘度大大降低，破坏油楔的形成；油温过低会使油的粘度增大，使油分布不匀，不匀流动将增加摩擦。1号机主油泵出口压力1.891MPa，润滑油压0.15MPa，油压能满足要求；油温41±0.2℃，油质在化学定期检验中均合格。证明#1、#2轴承的振动不是由油质引起，是由周围的振动源引起。为了保证轴承工作的安全可靠，支持轴承和推力瓦块、支持轴承端部回油槽和推力轴承回油口均装有Pt电阻温度计，机组#1～#6轴承还配备轴承振动监视和轴振动监视设备，用以监测轴系振动情况。此外，中低压轴承箱内装有2支轴向位移传感器，用以测量轴系轴向位移，前箱内装有高灵敏度电涡流传感器，对转子偏心进行非接触式连续监测。经观察，正常运行中发电机励磁电流的增减，汽轮机真空的高低对#1、#2轴承的振动未造成明显的影响。1号汽轮机组在280MW（纯凝汽工况）时，主汽流量850t/h，=1\*ROMANI、=2\*ROMANII号高压调节汽阀全开，=3\*ROMANIII号高压调节汽阀开度在20%～21.2%之间，=4\*ROMANIV号高压调节汽阀全关。在180MW（纯凝汽工况）时，主汽流量545t/h，=1\*ROMANI、=2\*ROMANII号高压调节汽阀开度在35.2%，=3\*ROMANIII、=4\*ROMANIV号高压调节汽阀全关。1号汽轮机组在280MW（纯凝汽工况）时，在系统周波变化，锅炉燃烧工况不稳等因素影响下造成主汽压小幅波动，=3\*ROMANIII号高压调节汽阀行程也变化，当=3\*ROMANIII号高压调节汽阀开度避开20%～21.2%范围时，#2轴承w方向瓦振明显减小。同样，在180MW（纯凝汽工况）的时候，=1\*ROMANI、=2\*ROMANII号高压调节汽阀开度在40%以上且=3\*ROMANIII号高压调节汽阀刚开启时，#1轴承x、y方向轴振明显减小。另外，1号机组为调峰机组，调峰运行中采用定—滑—定方式，机组在250MW以上负荷时采用定压运行，在250～182MW负荷时采用滑压运行，在182MW以下负荷时采用定压运行。在机组涨负荷过程中，因风量的增加，燃料的增加瞬时跟不上负荷上涨的要求，造成主汽压力偏低。此时为满足汽轮机做功的需要，将高压调节汽阀开度增大，待锅炉燃烧稳定后，高压调节汽阀又开至正常负荷下对应的开度。例如：在涨负荷过程中，主汽流量725t/h时，由于主汽压力偏低，=1\*ROMANI、=2\*ROMANII号高压调节汽阀全开，=3\*ROMANIII号高压调节汽阀开度在21%时，#2瓦振已达19.8μm,当=3\*ROMANIII号高压调节汽阀开度避开20%～21.2%时，#2瓦振又减小了。正常运行主汽流量725t/h时=3\*ROMANIII号高压调节汽阀开度在15%左右。1号汽轮机组在300MW（纯凝汽工况）时#1、#2轴承的振动都比280MW和180MW时小。说明=3\*ROMANIII号高压调节汽阀开度直接影响#1、#2轴承振动，而正常负荷下主汽流量的大小对其影响不是很大。2分析#1、#2轴承产生振动的原因1号汽轮机正常运行中除承受静应力外，还受级中汽流不均匀产生的激振力作用。造成流场不均的原因有2类:1类是叶栅尾迹扰动，1类是结构扰动。汽流绕流叶栅时由于附面层的存在，叶栅表面汽流速度近于零，附面层以外汽流速度为主流区速度，当汽流流出叶栅时，在出口边形成尾迹，尾迹区内汽流压力和速度与主流的压力和速度相差很大，两部分汽流互相拉扯后，叶栅的汽流逐渐均匀化，均匀后的汽流速度低于原来的主流速度。所以，在动、静叶栅间隙中汽流的速度和压力沿圆周向分布是不均匀的。部分进汽、抽汽口，进、排汽管以及叶栅节距有偏差等原因引起汽流流场不均匀的，都将对叶片产生周期性激振力。1号汽轮机正常运行中采用喷嘴配汽，高压部分4个调节汽阀，对应于4组喷嘴，4组喷嘴汽道数均为37只。当=1\*ROMANI、=2\*ROMANII号高压调节汽阀阀杆开启到39.2mm时，=3\*ROMANIII号高压调节汽阀开启，当=3\*ROMANIII号高压调节汽阀阀杆开启到39.2mm时，=4\*ROMANIV号高压调节汽阀开启。中压调节阀采用节流调节方式，中压调节阀在流量在30%以下起调节作用，以维持再热器内必要的最低压力，流量大于30%时一直全开，仅由高压调节阀调节负荷。采用喷嘴配汽方式，每两个喷嘴组之间被不通汽的弧段隔开，且沿圆周向不一定对称，叶片经过高压调节汽阀开启的喷嘴弧段时，受到Fm作用，叶片经过不通汽的弧段时，Fm=0，或通汽量小的弧段时，Fm较小。同时，不进汽的的动叶弧段成为漏汽的通道。这些将引起低频激振力。部分进汽的动叶通道不是连续地通过工作蒸汽，当旋转着的动叶通过无喷嘴的“死区”弧段时，动叶片像鼓风机一样将“死区”中基本处于静止状态的蒸汽由一侧鼓到另一侧耗功，与不工作蒸汽产生摩擦，使汽轮机产生振动。分析认为①=3\*ROMANIII号高压调节汽阀对应的喷嘴有可能部分结垢或异物堵塞。②=3\*ROMANIII号高压调节汽阀对应的喷嘴与调节级叶片之间的间隙较大，=3\*ROMANIII号高压调节汽阀部分开启进汽或不进汽时，从周围高压区向其漏汽比较大，造成整个调节级进汽量的不均。=3\*GB3③在=3\*ROMANIII号高压调节汽阀将开启前或开度20%～21.2%时，=1\*ROMANI、=2\*ROMANII号高压调节汽阀喷嘴组后的动叶中汽流速度达到或超过临界速度，使动叶受到的激振力和鼓风损失都增大，汽动载荷不均匀。造成了#1、#2轴承振动的增大。3降低#1、#2轴承振动的对策汽轮机在初温和背压不变而初压Po改变时，对于中间再热机组，只影响高压缸的理想比焓降，对全机功率的变化影响较小。Po降低使主汽流量减小，而引起功率减小（调门开关不变）。△Pi=(△himac*ηi*∂D+D*ηi*∂△himac+D*△himac*∂ηi)*△Po/3.6*∂Po（式1）式1表明Po降低使△himac减小而引起功率减小量；Po降低使全机相对内效率ηi变化而引起的功率变量；在初压Po变化不大时，全机相对内效率ηi可以认为不变。因此，为发目标负荷，Po降低，高压调节汽阀开大，使主汽流量不变。初温to不变，初压Po降低，一般不会给机组正常带来危险。1号汽轮机组在280MW（纯凝汽工况）时定压运行，初压Po稍微降低，=3\*ROMANIII号高压调节汽阀开大，主汽流量基本不变，各级叶片受力基本不变，轴向推力也基本不变，监视段压力也不会造成超压，不会给1号汽轮机组的正常运行带来危险。初压Po稍微降低，对低压缸末级叶片及机组真空均影响不大。建议在280MW（纯凝汽工况）时适当将主汽压力由16.6MPa降低至16.4MPa，使=3\*ROMANIII号高压调节汽阀开度增大，避开20%～21.2%的范围；或改变一下机组负荷的上下限，使负荷避开280MW的负荷点，减小#2轴承的振动，在负荷变化后再将主汽压力设置正常或将机组负荷的上下限改至正常。1号汽轮机组在180MW（纯凝汽工况）时滑压运行，建议在保证机组安全经济运行的情况下改变一下机组负荷的上下限，使负荷避开180MW的负荷点，减小#1轴承的振动，在负荷变化后再将机组负荷的上下限改至正常。另外，1号汽轮机组整个轴系的轴承振动都比刚投产时大了。建议利用1号汽轮机组检修的机会对所有轴承及高压内缸调节级喷嘴进行全面的检查，消除机组的不安全因素。4#1机大修后#1、#2轴承振动的变化2008年#1机大修启动后，#1瓦轴振明显增大，严重威胁机组的安全运行，为降低机组振动、摸索振动变化的规律，进行了多次试验，将顺序阀进汽方式由原来的＃1、＃2、＃3、＃4高调门开启顺序改变为＃4、＃3、＃2、＃1的开启顺序。在机组升负荷试验过程中，额定参数下＃2调门开度超过20％时，＃1瓦轴振迅速上升至0.17mm以上，通过查看振动监测系统分析，振动突然增大的主要原因为0.5倍频振动幅值突然增大到0.1mm以上，0.5倍频振动主要由汽流激振引起。由热控人员强制逐渐关闭＃2调门逐渐开启＃1调门，模拟＃4、＃3、＃1、＃2的进汽方式，随着＃1调门逐渐开大，＃1瓦振动值由0.12mm逐渐升高至0.14mm，主要是1倍频（工频）振动幅值上升所致。为防止高负荷时＃2调门开度过大引起振动增大，将＃2调门的最大开度限制为15％，同时修改了＃1调门的参数，当综合阀位开度达75.7％时开始开启＃1调门（较原来开启时间有所提前），正常蒸汽参数下额定负荷时＃1、＃2调门开度基本一致（此时汽轮机轴系受到汽流的冲击力较为平衡），＃1瓦振动稳定在0.12～0.13mm之间。通过分析得出结论，＃1瓦振动突增的主要是因为0.5倍频振动幅值突然增大引起，1倍频振动值增大比较平缓不会引起振动突增。当＃2调门开启至15％而＃1调门未开或开度较小时，容易引发0.5倍频振动幅值突增，机组负荷在280MW左右时为较危险工况，运行中应尽量避开这一负荷点（额定蒸汽参数下振动应该较为平稳，主蒸汽压力波动时应加强监视振动情况）。机组在高负荷工况下进行降负荷操作时，应缓慢进行，尽量保持汽压稳定，防止汽压升高造成＃2调门实际进汽量增大（降负荷时＃1调门已逐渐关小），从而引起振动突增，同时对＃1瓦振动加强监视。机组在单阀状态下，由于圆周均匀进汽，轴系受力均衡，振动较为平稳，不会发生振动突增的异常。附1：2008年1号机大修后调门开度曲线附2：最近2次1号机轴振突增时运行工况和处理1、2008年11月20日10:58#1机#1瓦轴振X210um,Y132um(当时看到最大X214um),#2瓦轴振X128um,Y58um，#3瓦轴振X63um,Y42um，#4瓦轴振X35um,Y24um。当时电负荷253MW，折算电负荷282MW，热网疏水母管流量244t/h。立即降电负荷至248MW，轴振立刻降至X93um恢复正常值。轴振突增时调门开度Ⅰ：5.9，Ⅱ：15，Ⅲ：86，Ⅳ：86。当调门开度Ⅰ减至3.8时，轴振开始降低。2、2008年12月12日21:48#1机#1瓦轴振X243um,Y153um,#2瓦轴振X141um,Y58um，#3瓦轴振X61um,Y37um，#4瓦轴振X44um,Y28um。当时电负荷237MW，折算电负荷282.6MW，热网疏水母