大型汽轮机汽流激振问题的分析和处理

大型汽轮机汽流激振问题的分析和处理轴承油膜振荡(或油膜半速涡动)和汽流激振(或蒸汽激振、蒸汽涡动)是汽轮发电机组运行中轴系最可能产生的两类不稳定自激振动。它们呈现突发性的振动特征，均为低频振动，造成的危害较大。前者产生的振动主要与转速有关，可能发生在机组各转子的支撑轴承上，后者则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。对于轴承油膜不稳定产生的振动问题，在国内外已作了充分的理论和试验研究，并总结出一些处理该类故障的切实可行措施，如改变轴承型式、轴承比压、轴承间隙、润滑油的粘度等。而对于汽流激振引起的低频振动，由于以前机组运行中发生的次数相对较少，其机理分析和故障处理较为复杂，处理效果有时也不十分理想，在国内未能引起足够的重视。随着300MW、600MW等级的大型机组大量投运，汽流激振问题日益暴露出来。目前国内已有一些机组的高压(或高中压)转子在运行中发生汽流激振引起的不稳定低频振动。例如，作为当前我国火力发电主力的国产300MW机组，据不完全统计，已有20多台机组的高压(或高中压)转子发生过汽流激振故障，严重影响电厂的安全运行。国内个别200MW及以下容量机组的高压转子也发生过突发性汽流激振。此外，已有多台进口的超临界机组投运以来，也陆续出现过高压转子支撑轴承不稳定的汽流激振问题。根据汽流激振机理和国外大机组的运行经验，已确认汽流激振问题更容易发生在高参数、大容量汽轮机的高压转子上，尤其是超临界汽轮机组上。由于蒸汽激振力近似地正比于机组的出力，因此，由汽流激振引起的不稳定振动就成为限制超临界机组出力的重要因素。例如，在前苏联和美国早期生产和投运的超临界机组中，这类低频振动问题比较突出，带负荷工况运行时，因振动大引起的跳机故障或被迫限制负荷运行，都直接影响了机组的可用率。随着国产超临界机组的加紧研制和将来的陆续投运，也必将会面临此类低频振动问题。因此，加强超临界机组汽流激振的研究显得非常重要。本文将介绍机组汽流激振的机理和特征，以及近年来国内若干大型机组高压(高中压)转子汽流激振引起的低频振动的分析和现场处理实例，归纳总结引起该类振动的主要原因及其防范的对策，为目前国产超临界机组研制中转子动力学方面的设计和将来国产与进口超临界机组运行中可能会遇到振动问题的分析和处理提供技术上的支持。机组轴系振动稳定性和汽流激振1.1轴系振动稳定性轴系振动稳定性属于自激振动的范畴。自激振动是振动体自身所激励的振动。该振动与机组转子质量不平衡等无直接的关系，而是由机组内部的力激发起来的。维持自激振动的能量来源于系统本身运动中获取的能量。系统一旦失稳，振幅将随时间迅速发散(线性系统)或呈极限轨迹(非线性系统)。汽轮发电机组自激振动大多由支持轴承的油膜失稳造成的。油膜涡动是油膜力激发的振动，当正常运行条件的改变(如倾角和偏心率)引起油楔“推动”转轴在轴承中运动，在旋转方向产生的不稳定力会使转子发生涡动(或正向进动)。如果系统内存在足够大的阻尼，则转轴回到其正常位置而趋于稳定；否则，转子将继续涡动，出现较大的不稳定振动。油膜不稳定涡动一般是由于过大的轴承磨损或间隙、不合适的轴承设计、润滑油参数的改变等因素引起的。根据振动频谱识别油膜涡动不稳定的振动频率为同步振动频率的40％～48％，接近转速频率的一半，也常称为油膜半速涡动。油膜失稳引起的自激振动通常与转速有关。当机器出现油膜涡动不稳定，而且油膜涡动频率等于系统的某一阶固有频率时，就会发生油膜振荡。油膜振荡只有在机组运行转速大于两倍的一阶转子临界转速情况下才可能发生。这时，油膜涡动频率非常接近于转子临界转速产生共振而引起很大的振动，以致油膜失去支撑作用。通常一旦发生油膜振荡，无论转速继续升至多少，油膜涡动频率将保持为转子一阶临界转速频率。理论研究和现场实践经验表明，采取改变轴承型式、增大轴承比压、减小轴承顶隙、降低润滑油的粘度等措施，可以消除或减小油膜振荡或油膜涡动。汽轮发电机组发生自激振动的另一主要原因是汽流激振。汽轮机的发展一直在试图努力提高机组的热效率，通常采用的方法是增加级数、提高工作转速和提高工作介质初参数(压力和温度)。前2种方法使得转子的临界转速降低和工作转速与临界转速比率增大，均会导致轴系稳定性下降。最后1种方法则可能会引起轴系自激振动的1种新的激振力，即汽流激振力。它是工作介质(蒸汽)诱发的激振力，在高热力参数的汽轮机上表现较为突出。国外汽轮发电机组运行经验表明，现代大型汽轮机(尤其是超临界汽轮机)的高压(或高中压)转子容易发生蒸汽激振，致使轴系失稳。对于亚临界和超临界的大功率汽轮机来说，由于轴承油膜不稳定的影响和通流部分“蒸汽”的干扰结合在一起，增大了轴系产生低频振动的危险性。1.2汽流激振机理根据目前的研究结果，汽轮机汽流激振力通常来自3个方面。(1)叶顶间隙激振力。汽轮机叶轮在偏心位置时，由于叶顶间隙沿圆周方向不同，蒸汽在不同间隙位置处的泄漏量不均匀，使得作用在叶轮沿圆周向的切向力不相等，就会产生一作用于叶轮中心的横向力(合力)，也称为间隙激振力。该横向力趋向于使转子产生自激振动。在1个振动周期内，当系统阻尼消耗的能量小于该横向力所做的功，这种振动就会被激发起来。叶顶间隙不均匀产生的间隙激振力大小与叶轮的级功率成正比，与动叶的平均节径、高度和工作转速成反比。因此，间隙激振容易发生在大功率汽轮机及叶轮直径较小和短叶片的转子上，即大型汽轮机的高压转子上。对于带有围带的动叶汽封，蒸汽通过汽封的不均匀流动会形成不对称的压力分布，产生一附加的流体激振力。此时，总的蒸汽激振力要大于上述的间隙激振力，特别是对于反动度较小的冲动式汽轮机级，二者的差异更大。该附加力的大小与动叶汽封的径向间隙成反比，与叶轮前后压差、围带宽度、围带半径成正比，而叶轮轴向间隙的减小，在一定程度上可降低流体激振的影响。所以，适当放大汽封片的径向间隙、缩小轴向间隙可以减小该流体激振力。(2)密封流体力。由于转子的动态偏心，引起轴封和隔板汽封腔室中沿周向蒸汽压力分布的不均匀，产生一垂直于转子偏移方向的合力，使转子运动趋于不稳定。研究表明，该流体力包括蒸汽在密封内轴向流动和周向流动产生的两部分汽流力。蒸汽轴向流动产生的流体切向力和径向力与轴封的几何尺寸、轴封蒸汽流量、温度、压力、轴封齿平均间隙以及转子角速度等因素有关，而蒸汽周向流动产生的汽流力，用类似于描述轴承动力特性的4个弹性和4个阻尼系数表示。(3)作用在转子上的静态蒸汽力。由于高压缸进汽方式的影响，高压蒸汽产生一作用于转子的蒸汽力，一方面，可影响轴颈在轴承中的位置，因轴承载荷变化改变了轴承的动力特性，造成转子运动失稳；，另一方面，使转子在汽缸中的径向位置发生变化，引起通流部分间隙的变化。在喷嘴调节的汽轮机中，通常考虑到汽缸温差方面的因素，运行时，首先开启控制下半180゜范围内的调节汽阀，一般是下缸先进汽。调节级喷嘴进汽的非对称性，引起不对称的蒸汽力作用在转子上，在某个工况其合力可能是一个向上抬起转子的力，从而减少了轴承比压，导致轴瓦稳定性降低。此力的大小和方向受机组运行中各调节阀的开启顺序二开度和各调节阀控制的喷嘴数量的影响。1.3汽流激振的振动特征汽流激振一般在大功率汽轮机的高压(或高中压)转子上突然发生振动。它出现在机组并网之后、负荷逐渐增加的过程中。其主要特点是，振动敏感于负荷，且一般发生在较高负荷。突发性振动通常有一个门槛负荷，超过此负荷，立即激发汽流激振，而当负荷降低至某一数值时，振动即能恢复正常，有较好的重复性。汽流激振引起的低频振动有时与调节阀的开启顺序和调节阀开度有关，通过调换或关闭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。汽流激振产生的自激振动为转子的正向进动，不同于轴承油膜涡动不稳定。汽流激振产生的低频振动的频率与工作转速无关。汽流激振严重时，自激振动的频率通常与转子第1临界转速频率相吻合。但在绝大多数情况下，自激振动成分以接近工作转速一半的频率分量为主。此外，由于实际汽流力和轴承油膜力的非线性特性，有时该振动也会呈现其它一些谐波频率分量。2.国内大型机组高中压(高压)转子汽流激振的实例分析下面介绍近年来国内若干大型汽轮发电机组在运例分析和处理情况。2.1某电厂1号汽轮机某电厂l号机型号为N300—16.7／537／537—4，系东方汽轮机厂(东汽厂)产亚临界中间再热双缸双排汽凝汽式300MW汽轮机。支持高中压转子的l、2号轴承为带有球面瓦套、双侧进油的椭圆轴承。机组于1998年2月投运后，l、2号轴承的轴振一直较大且存在不稳定的(23～26)Hz低频分量，曾因突发性振动增大而使保护动作跳机。1998年4月23日13时31分，负荷为290MW时，高中压转子轴振突然增大，l号轴承X方向轴振达300μm而跳机。频谱分析表明，此时低频分量占主要部分。此外，机组在顺序阀控制方式运行时，低频振动增大。尽管在现场对转子中、低对轮做了2次动平衡，且将高中压转子返回东汽厂做高速动平衡，使高中压转子基频振动有所降低，但对降低低频振动收效不大。至1999年7月机组首次大修前，高中压转子低频振动一直存在，l号轴承X方向轴振的低频分量一般为(15～25)μm，通频振动50μm左右，2号轴承X方向轴振的低频分量一般为(15~25)μm，通频振动110μm左右。在机组首次大修中，将原先的l、2号椭圆瓦轴承更换为5瓦块的可倾瓦轴承，以增加轴瓦的稳定性；将前轴承箱原先主油泵的挠性短轴更换为抗震的刚性轴，以减小运转中对高中压转子产生的扰动力；检修中对高中压缸汽封洼窝中心测量发现，前汽封处两侧间隙相差较大(达0.48mm)，大修中进行了调整；2号轴承标高降低约(25～30)μm(在机组抽真空和带负荷过程中，2号轴承标高略有上升，进而使工号轴承标高降低，动态载荷下降)，保证带负荷运行时，l号轴承标高相对抬高值增加，增大轴承稳定性。采取上述措施后，机组在大修后投入运行，高中压转子低频振动明显降低，在l、2号轴承轴振中，低频分量一般为(6—8)μm，最大不超过10μm，且随着负荷的增大，该低频分量基本不变。轴振通频值均在70μm以内。2.2某电厂4号汽轮机某电厂4号机为上海汽轮机厂(上汽厂)生产的N300—16.7／538／538型引进型亚临界中间再热双缸双排汽凝汽式300MW汽轮机，机组于1997年投运。支持高中压转子的l、2号轴承为可倾瓦轴承。该机组自1999年4月大修后在带负荷运行中，存在l号轴承振动不稳定，且轴振达到报警值(125μm)的问题。带负荷工况下，轴系振动测试发现，l号轴承绝对轴振波动较大，在(230～250)MW负荷运行时波动最大，在(98～150)μm。频谱分析表明，引起1-号轴承轴振动波动的原因为25Hz的不稳定半频振动分量(图1)，(230～250)MW负荷运行时半频分量波动范围为(10～115)μm。各负荷工况下，1号轴承轴振动的基频分量较为稳定，幅值范围为(65～75)μm。同时，2号轴承轴振亦存在一些25Hz的低频分量，但比l号轴承的幅值要小，为(5～25)μm。测量还发现，l号轴承低频振动幅值大小与高压调节阀开度之间有紧密联系。此外，半频振动分量较大时，l号轴颈在轴瓦内上浮(通过测量间隙电压的变化)，表明l号轴承油膜压力减小，轴承稳定性降低。在2000年4月的小修中，将l号轴承标高上抬50μm，增加其初始载荷，用以部分补偿汽流力所造成的轴瓦载荷下降。机组小修结束后带负荷运行中，半频振动分量明显降低。在低负荷区域采用单阀运行方式，1号轴承振动主要为基频，基本上无低频分量。切换成顺序阀运行后，在(210～260)MW负荷之间，l号轴承绝对轴振低频分量最大不超过30μm，此时，通频幅值最大不超过82μm；在(270～300)MW负荷之间1号轴承绝对轴振低频分量基本上最大不超过15μm，通频幅值最大不超过70μm。图ll号轴承绝对轴振25Hz低频振动分量变化趋势2．3某电厂1号和2号汽轮机某电厂l号机系东汽厂生产的N300-16.7／537／537-3型亚临界中间再热双缸双排汽汽式汽轮机，机组1998年12