600mw亚临界汽轮机配汽方式振动分析

600mw亚临界汽轮机配汽方式振动分析

上海某汽轮厂生产的n6-16.7、538-538和600mw机车组，在单阀和序列阀的控制模式转变中，1.2号轴瓦的振动显著增加，同时，瓦温显著增加，负荷波动较大。因此,自投产以来机组只能采用单阀控制方式调节运行,导致调节级节流损失增大,高压缸效率较低,严重影响机组运行的安全经济性。为确保5号机组调节阀单阀至顺序阀控制方式成功切换,对调节阀切换过程的机组振动进行了测试,并对导致振动明显增大、瓦温偏高的原因进行了分析。本文在对5号机组1～4号调节阀特性进行了试验后,重点分析了调节阀控制方式对轴承温度及振动的影响,结合实测的阀门流量特性对DEH逻辑中单阀切换顺序阀控制的参数、逻辑等进行了修改,确定了GV1+GV4→GV2→GV3的调节阀开启顺序。运行结果表明,改进后的配汽方式消除了调节阀切换过程中振动大、瓦温高的故障,在确保机组运行安全性的同时有效地提高了机组的经济性。1振动特性与原因分析1.1顺序阀控制原理该亚临界600MW机组为引进美国西屋公司技术设计而成,调节阀共4个,原设计顺序阀控制方式运行时调节阀开启顺序为:阀GV3、GV4先同时开启,然后是GV1,最后是GV2,TV1、TV2为主汽阀,如图1所示。如图2所示,5号机组原设计在450MW负荷时调节阀控制切换为顺序阀运行时,转子轴振增加40μm以上,主要以低频分量为主。同时,2号轴瓦温度较阀切换前增加15℃,严重威胁机组的安全运行。通过该机组高中压转子的振动特征可知,1、2号轴瓦在阀切换过程发生振动突增现象时,与转速对应的1倍频的幅值和相位均保持稳定,振动变化的频率低于工作转速频率(转频),频谱上的低频最大峰值集中在0.5～0.6转频。1.2阀序对转子振动的影响轴系产生突发性低频振动的原因主要有油膜振荡和汽流激振两类,二者均属于不稳定自激振动。自激振动的能量来源于系统本身运动中获取的能量,如果系统阻尼所消耗的能量小于该能量,将引发系统的自激振动,振幅将迅速增加,对机组危害非常大。对于5号机组在阀切换过程产生的振动激增现象,需要通过分析确认影响轴系振动的原因,以便采取相应的处理措施抑制振动的激增。机组采用单阀运行时,喷嘴组由于各调节阀开度一致,为全周进汽,转子受力均衡;当采用顺序阀运行时,蒸汽除做功产生推动转子旋转的扭矩外,由于喷嘴组部分进汽的不均匀,汽流还将产生附加的激振力,在某些特定工况下此激振力可能造成轴系失稳振动急剧增加。汽流激励产生的振动频率为低频分量,当此激励分量频率与转子的临界转速相当时,汽流激励将引起转子的剧烈振动,但在绝大多数情况下,自激振动成分以接近一半的工作转速频率分量为主。汽流激振通常与机组所带的负荷有关,主要产生于大容量高参数机组的高压和高中压转子上,轴系振动对负荷较为敏感,同时与调节阀的开启顺序(简称为阀序)和开度有关,通过对换或开关有关调节阀能够避免低频振动的发生或减小低频振动的幅值。设计阀序的转子受力分析如图3所示。当机组负荷为300MW时,GV3和GV4同时开启,开度均为37%,此时GV1和GV2关闭,转子汽流作用力方向为水平偏向右下;当机组负荷为450MW时切换为顺序阀开启,GV3和GV4开度为98%,此时GV1开度为15%,GV2关闭,转子汽流作用力较负荷300MW时降低,作用力方向为水平偏向右上。因此,在单阀切为顺序阀后,转子中心位置发生偏移,这一偏移使主轴在轴承中的侧隙发生变化(图4),进油侧间隙大为减小,导致瓦温升高。此外,转子中心的偏移也将通过汽流激励影响轴系振动:(1)蒸汽在叶顶径向间隙中的漏汽流量不均匀,将对转子产生切向分力即Alford力,称为叶顶间隙激振;(2)端部轴封、围带汽封及隔板汽封等处,因径向间隙不均匀将产生压力涡动,使转子产生自激振动;(3)由于采用阀序控制,调节级喷嘴组的部分进汽度发生改变会改变轴承的负荷,使其重新分配进而改变轴承的动特性,特别是在GV3和GV4开启其它阀关闭或GV1开度小时,阀序及调节阀开度对轴振的影响有决定性作用。由上述振动特征分析,判断在阀序切换过程中5号机组高压转子存在较为明显的汽流激振现象,导致机组振动剧烈变化。从转子振动和稳定性分析可知,要减小汽流激振的影响可以从增大系统阻尼和减小汽流激振力两方面进行。5号机组高压转子采用可倾瓦轴承,从同类型机组的振动数据分析,该轴承稳定性较好,能够提供足够大的系统阻尼;通过改变汽封结构和间隙来减小汽流激振力需要大量的现场试验和相关理论计算,停机处理周期较长。为此,采用有利于轴系稳定性的阀序是解决该机组振动问题的有效手段。2流量试验2.1阀序试验为确定合理的阀序,对调节阀特性进行试验。试验中通过单阀控制方式下手动改变调节阀阀位,测取调节阀的流量特性曲线。通过试验,掌握在不同的阀序下机组振动、瓦温、高压上下缸温差、推力瓦温、胀差等参数变化情况,比较不同阀序对机组安全运行的影响,确定合适的阀序。试验过程:(1)将5号机组负荷调整到480MW稳定运行半小时;(2)机组退出一次调频,退出AGC,退出CCS方式,退出汽轮机主控;(3)将GV1～GV4切为手动控制,逐个缓慢改变调节阀阀位,进行调节阀特性试验;(4)随着各调节阀阀位的变化,负荷在360～540MW之间缓慢变化;(5)试验期间,维持主蒸汽压力为16.62MPa。为防止主蒸汽压力波动,试验期间停止锅炉吹灰。试验期间机组运行正常,所有安全监视参数均未超标。2.2系统开度调整观察1、2号轴承的最高瓦温变化情况,关闭GV4时的瓦温是69.97℃,关闭GV3时的瓦温是83.52℃,关小GV2到10%开度时的瓦温是83.92℃,关闭GV1时的瓦温是81.41℃。比较1、2号轴承处的轴振(图5),在其它调节阀开度保持不变,仅缓慢改变一个调节阀阀位,发现当GV2和GV4在各自开度接近全关时,1号轴振达到最大,而高压转子在该状态下汽流作用力对动静间隙影响也最大,因此GV2和GV4在阀序的选择中应提前开启。原设计阀序开启时转子受力分析,采用对称同时开启的方式将大大减少顺序阀开启中动静之间的不同心,确定首先同时开启GV1、GV4,然后是GV2,最后是GV3。重叠度选取时通常要综合考虑调节系统的稳定性和机组的经济性。一般而言,重叠度大,则调节阀的节流损失大,经济性差;重叠度小,则会使调节阀总流量特性的线性度变差,影响调节系统的稳定性。根据GV1、GV4和GV2、GV3总流量特性曲线,将GV1、GV4开启至45%开度左右时,逐渐开启GV2,当GV2开启至45%开度左右时开启GV3,开启过程特性曲线见图6。3单阀向顺序阀切换试验根据上述分析并结合实测的阀门流量特性对DEH逻辑中单阀切换为顺序阀控制的参数、逻辑等进行修改后,采用GV1+GV4→GV2→GV3的阀序,对5号机组进行了带负荷下的单阀切换为顺序阀、顺序阀切换为单阀控制、高压缸在单阀以及顺序阀控制的运行状态下的稳定性及缸效率试验。机组带负荷状态下的单阀切换成顺序阀控制试验前负荷452.6MW,试验中最高到461.1MW,最低至439.1MW。22:18:00稳定至451.0MW,22:37:20顺序阀开始切换为单阀试验,试验前机组负荷450.7MW,试验中最高到461.1MW,最低至434.6MW,22:45:12稳定至445.5MW试验结束。在单阀向顺序阀切换过程中,GV1和GV4按照图6的开启特性曲线开度同时开启至97%,同时GV2关至17%,GV3逐渐关闭。从整个切换过程看,机组阀序切换过程中负荷波动最大是+8.5MW、-13.5MW,顺序阀运行后总给煤量大约减少了2.97t/h,整个轴系振动基本没有变化,1、2号轴瓦和推力瓦瓦温有所降低,其它TSI监视振动及膨胀等参数基本变化很小,在不同负荷下振动和瓦温数据如表1所示,阀序切换试验取得了成功。3deh框架下的阀序优化对某电厂5号亚临界600MW机组在阀序切换试验中出现的振动突增问题的分析结果表明,由于阀序