电力鹰 郭晓东
某660MW汽机高压缸膨胀受阻，导致1号轴振动增大
0 引言
某电厂两台机组的汽轮机采用全新一代超超临界、一次中间再热、单轴、四缸四排汽、双背压、抽汽凝汽式660 MW汽轮机。机组从机头至机尾依次串联1个高压缸，1个中压缸和2个低压缸。其中高压通流反向布置，共12个压力级；中压通流正向布置，9个压力级；低压通流双分流布置，共2×2×5个压力级。
高压模块中，高压外缸采用传统中分面结构。高压缸配汽方式为节流配汽，上下切向进汽。新结构对称、变形小，机组启动过程中，圆周间隙均匀，对机组启动有利。在机组试运中，1#轴振多次出现异常增大现象，检查发现高压缸膨胀受大管道阻碍、高压内缸静子与高压转子中心偏差较大，经调整处理后，机组异常振动得以解决。
1 机组启动期间振动介绍
机组定速3 000 r/min时，各轴承振动优良，但在升负荷过程中1#轴振多次快速增大，减负荷后振动幅值回落。最早出现振动增大的负荷大致为343 MW，随着负荷升高，1#轴振幅值突增，幅度也在增大。在1#轴振幅值异常增大期间，其他轴振幅值变化不大。图1是机组带负荷至503 MW期间1Y轴振瀑布图，从图1可见，1#轴承基频振动一直稳定，且幅值较小；1Y轴振动增大主要系低频振动所致，低频振动频率为27.3 Hz。
图1 1Y轴振动瀑布图
现场尝试了改变轴承润滑油供油温度、启动顶轴油泵、强制CV1和CV2形成不同的开度等试验，后两项措施对振动无明显影响。降低润滑油供油温度可使振动波动的负荷点提高30～50 MW，即对低频振动有抑制作用，但效果有限。
总结机组1#轴振存在如下特点:
（1）1#轴承振动为低频振动，振动频率为27.3 Hz；
（2）润滑油温度从40℃降低至36℃后，对低频振动有抑制作用，但抑制程度有限；
（3）机组振动突增的负荷点并不确定，同一负荷点有时振动比较稳定，有时振动幅值大幅增加；
（4）1#轴承金属温度存在随机组负荷升高而下降的趋势，从并网初期的79℃，已经降低至570 MW时的68℃左右（期间油温降低约5℃）；
（5）机组最高负荷约570 MW时，1#轴承振动增大时其幅值超过200 μm。
由于升高负荷过程中1#轴振幅值多次异常增大，影响机组安全运行，需分析处理。
2 振动分析
从振动现象看，机组轴振异常主要是1#轴承处，重点对1#轴承振动原因进行分析。
汽轮机高压转子出现低频振动，主要可能原因为:摩擦振动、油膜涡动、汽流激振。出现摩擦振动时工频振动的幅值及相位会有明显变化，与该机特征不符。
汽流激振属于自激振动，与负荷有关，主要发生于高参数大容量机组的高压转子上。其振动会随着负荷增大到某一最大临界负荷时瞬间发散，有较好的重复性。振动频率与转子临界转速相关。汽流激振的发生与汽轮机蒸汽流量有一定的关系，而与工作转速无关，这是它与油膜涡动的主要区别。
从机组的振动特点看，与汽流激振相似。在机组负荷增大后，1#轴承负载明显减轻，降低了轴承的稳定性，同时汽流激振力增大，造成1#轴振发生蒸汽自激振动。可以确定1#轴承振动过大由汽流激振引起。
根据目前公认的研究成果，汽轮机汽流激振来自3个方面:即叶片顶隙激振、密封流体激振与作用于高、中压转子上的不均衡静态蒸汽力[1]。简言之:汽轮机转子中心相对静子中心的静偏心（由于机组安装不规范、径向通流不均匀或者机组运行一段时间后滑销系统间隙变大导致汽缸跑偏产生）使动静间隙不均致转子沿转动方向发生涡动，产生叶顶间隙激振；转子、静子间不同心或动态偏心涡动，使汽封各齿间形成的腔室空间大小不均，导致各腔室的蒸汽压力不均匀，会产生一个垂直于转子偏心方向的合力，加剧转子涡动，发生密封流体激振。总之，汽流激振主要是缸内动静间隙不均匀引起的振动。
3 处理措施及结果
根据上述1#轴承振动原因分析，停机后检修时立足于查找引起汽流激振的高压缸“跑偏”原因是处理1#轴承振动的主要方法；适当增加1#轴承载荷是辅助手段。
机组停机冷却到常温后:
（1）拆除高压缸上半端汽封，按图2测量高压转子与外缸左、右、上方向“Y”值，确认是否存在跑偏情况（两侧端汽封处径向尺寸“Y”值符合设计要求，即认为整个高压径向通流间隙正确）。
图2 高压转子与汽缸定位尺寸示意图
高压缸两端转子与汽缸相对位置实测值如表1所示。
表1 高压转子与汽缸定位尺寸
表1数据显示，相对厂内总装测量值而言，检修时左侧测量值变大，而右侧测量值变小。这表明汽缸相对转子产生了向左的位移，汽缸向左跑偏。高压动静中心偏移量汽机端（1#轴承端）1.01 mm，电机端（2#轴承端）0.28 mm。
复装时，自由状态下重新配准猫爪和立键垫片，恢复动静间隙为厂内总装值，以校正高压通流动静中心偏差，保证径向间隙均匀。
（2）根据经验，查找并排除干涉。经检查，发现高压排汽管与支架干涉，详见图3。
图3 高压排汽管与支架干涉部位
高排管与支吊架门梁挡干涉，会影响高压缸膨胀，此外还会引起高压缸向一侧“跑偏”。为此，停机检修时将挡块割除，留出足够膨胀间隙，见图4。
图4 高压排汽管与支架
在恢复中心及处理干涉问题后，再次开机，THA工况下1#轴承未出现振动过大问题，整个轴系振动良好，运行稳定。
THA（660 MW）工况下，机组稳定运行画面见图5。
图5 THA工况机组运行画面
4 总结
汽轮机运行过程中动静间隙周向不均匀是引起汽流激振的主要原因。高压缸膨胀受阻导致高压通流间隙一致性变差，同时汽缸跑偏加剧了动静间隙的不均匀度。通过以高压缸端汽封处动、静间隙为基准校正通流间隙，保证高压缸自由膨胀，防止滑销系统跑偏是解决汽流激振问题的有效手段。采用上述手段后，机组振动问题得到彻底解决。
参考文献：
[1]陈佐一.流体激振[M].北京：清华大学出版社，1998.
