俄制800MW汽轮机高调门振动分析及其治理.doc

俄制800MW汽轮机高调门振动分析及其治理【摘要】本文对绥中发电有限责任公司- •期两台俄制800MW汽轮机运行中部分高调门的振动问题进行了 介绍，通过振动测频对原因进行了分析，并介绍了处理方案及效果，本文为其它机叩类似问题的处理提供了借 鉴经验关键词】汽轮机高调门振动预启阀0前言国华绥中发电有限责任公司••期工程安装两台由俄罗斯引进的800MW超临界燃煤机组，汽轮 机为列宁格勒金属工厂（刀M3）生产，型号K-800-240-5,该型汽轮机高、中压缸配汽系统 装有高、中压主汽门各2台，高、中压调速汽门各4台每台高、中压主汽门分别对应2台高、中压调 速汽门，机组正常运行时高、中压主汽门及中压调速汽门为全开，高压调速汽门（简称高调门）对机 组的转速、负荷进行调节高调门结构如图1所示，为减小阀门开启时由于压差而作用在伺芯上的 力，该阀门装有预启阀，阀门相关参数如表1所示图1高调门结构图表1高调门相关参数阀门全行程预启阀行程阀I I直径阀杆与其密封门前蒸门前蒸862mm 60. 2mm O2002mm 0. 40-0. 49nun 23. 54Mpa 540C1051故障现象#2机2008年7月运行中出现#3高调门振动大的问题，具体表现为20%以上开度时阀杆剧 烈、高频的上下振动并存在异音，并造成该高调门于2008年10月、2009年6月两次发生由于 阀杆连接螺纹损坏而导致汽门关闭的故障,被迫采取将阀杆连接件与阀杆相焊接的方式维持运行。

1 机2009年8月#3高调门出现与#2机#3高调门类似的问题，由于振动较剧烈，为避免阀门受损 将该高调门固定在20%升度，不参与调节绥电公司两台机组#3高调门的设备状况己严重影响机组 的安全、稳定运行2故障分析根据两台机组#3高调门的振动现象，可以判断其振动激励源来日于阀门内部不稳定汽流, 由于其||身运动系统存在不稳定的受力特征，致使在一定阀门开度对应的压比下发生显著振动为进一-步分析两台机组#3高调门振动大的原因，2010年4月使用专用仪器对#1机#3高调 门的频率进行了测量2.1测频工况及位置实测了开度20%-30%共9个工况，对应的高调门出曰与主汽门入曰压比如表2所示，测量位置 如图2所示图2 #1机#3高调门测频方位示意图表2 #1机#3高调门9个开度下对应的调门出曰与主汽门入曰压力之比开度 20% 21% 22% 23% 24% 25% 26% 28% 30%压比 0.7173 0. 7284 0. 7385 0. 7428 0. 7598 0. 7666 0. 7836 0. 7961 0.8177测试工况:两个方位垂直的横向:横向1、横向2,与轴向，共计15个工况,具体如下： 横向1测试位置测试了21%、22%、23%、24%、25%共5个开度工况;横向2与横向1位置垂直,测试了25%、28%、30%共3个开度工况;轴向共测试了20%、21%、23%、25%、26%、28%、30%共7个开度工况。

1062.2时域波形曲线及分析对测频数据、图谱整理后发现横向、轴向两方向振动烈度均较为强烈；横向最大振动烈度发 生在开度28%,其峰峰值为108nmi/s（见图3）；轴向最大振动烈度发生在开度30%,其峰峰值为 220mm/s（见图4）；轴向振动烈度大于横向1倍多，分析可能存在轴向撞击频率分量图3开度28%横|仰2测点振动速度的实测时域波形图4开度30%轴|，J测点振动速度的实测时域波形2.3振动速度频谱曲线及分析横向1测点在阀门开度21%、22%、23%、24%、25%共5个工况的振动速度频谱曲线如图5所■・・・•不，最大烈度发生在92.0Hz,其次124 Hz和180Hz,均随开度增大而增大横向2测点与横向1方位相互垂直，其在阀门开度25%、28%、30%共3个工况的振动速度频 谱曲线如图6所示，振动速度功率谱的优势频率为50Hz、95-99Hz、180Hz和200Hz—225Hz, 均随着开度增大而增大,其中50Hz、95-99HZ是本方向的两个固有频率与横向1结果相比,主要 是两方向的阻尼不同导致其模态特性的显著差异；200Hz—225Hz分析为可能受轴向振动236Hz频 率的影响所致。

轴向测点在阀门开度20%、21%、23%、25%、26%、28%、30%共7个工况的速度频谱曲线如图7 所示，其轴向振动速度的主要频谱有:86Hz、124Hz、236Hz、206Hz、180Hz、10Hz,其中86Hz、 236Hz、206Hz三种频带振动速度随开度增大而上升，尤其在开度大于25%后，振动烈度增加最为显 著，这与发生金属撞击现象相吻合124Hz频带振动烈度随着升度增大而增大，在开度28%达到最大 值，这与横向2振动位移最大工况发生在28%相吻合轴向与横向振动烈度随开度增大而增大共同存在的频率有：17-22Hz、86Hz到92Hz频带、180Hz、206Hz, 236IIz,应该是该阀杆运动系统或组成运动系统的部件固有频率0 25 50 75 1001251501752002252502753003250.000.250.501.501.752.002.252.502.753.00速度 rms nim/s频率Hz相对升程21%相对升程22%相对升程23%相对升程24第相对升程25%0 25 50 75 1001251501752002252502753003250.250.500.751.002.002.252.502.75速度rms nim/s频率Hz相对升程25%相对刃程28%相对升程30%图5横向1测点5个工况的振动速度频谱曲线图6横向2测点3个工况的振动速度频谱曲 线0 25 50 75 100125150175200225250 2753003250.00.20.4速度 rms nini/s频率Hz相对升程20%相对升程21%相对升程23乾相对升程25%相对升程26%相对升程28%相对升程30%图7轴向测点7个工况的振动速度频谱曲线1082.4振速优势频率随开度变化的曲线汇总图8、图9分别为横|心和轴也典型振动频率随开度的变化曲线汇总，比较上两幅典型振动 频率随开度变化Illi线可以看出儿点：（1） 只有85Hz-92Hz频带的模态振动烈度随着开度增大而增大，且在开度为30%工况达到最 大，85IIz-92IIz频带的振动烈度高于其它频带10%-80%,该频带是木阀杆系统的主导控制频率。

2） 轴|何振动烈度高于横|何，分析为轴仙金属撞击更为剧烈的结果3） 其它振动频带表现为在开度23%和25%达到最大，大于26%后随着开度增大反而降低，这 是因为轴向撞击在25%开度后236Hz频带振动烈度陡增，减低了其它分量份额之故但还没 能达到改变85IIZ-92HZ频带份额的量值，这更进一步说明该频带是木阀的主模态频率图8横向1典型振动频率随升度的变化曲线汇总图9轴向典型振动频率随开度变化Illi线汇总2. 5原因分析通过振动测频及相关分析可以判断#1机#3高调门振动大是由于阀门内部存在金属撞击 导致，根据阀门的结构，振动产生的可能原因如下：第一种原因：该型阀门装有预启阀，虽然减小了阀门刚开启时的提升力，为主阀的开启提供 了有利条件，但预启阀的存在也不可避免地造成了阀芯与阀杆的分离，并且该型阀门卸载能力 大，使得阀前蒸汽对阀芯所产生的向下蒸汽不平衡力较小，结果阀芯几乎仅靠11身的重力悬浮在汽 流中；109由于高调门阀芯无防止旋转的装置，运行中阀芯的长期旋转使预启阀上端发生磨损，造成了 预启阀行程超过标准范围，而此种情况会导致阀门滞后开启，导致阀门流量一升程曲线偏离设计值, 加上该型阀门本身结构上存在的不稳定性，导致了在一定压比条件下发生阀芯与预启阀轴向撞击 为主的金属撞击。

第二种原因：由于高调门运行中开度不断的调整，长期运行后易导致］阀杆与阀杆密封套间隙 发生磨损，造成间隙超过标准值，此种情况降低了阀杆的约束，导致发生了阀杆与其密封套横 向撞击为主的金属撞击根据#1机#3高调门就地观察阀杆剧烈、高频上下振动的现象及振动测频的结果，第一种 原因导致阀门振动的可能性较大3治理情况根据上述分析结论，2010年#1机D修期间对其#3高调门进行了解体，检查发现预启阀 行程达到7.4mm,严重超过60. 2mm的标准值，阀杆与其密封套间隙最大值达0. 60mm,也超过0. 40-0. 49mm标准值；检修中由于无阀杆密封套备件，阀杆与其密封套间隙超标问题未进行处理；在油动 机提升力及阀杆安全性允许的范围内，将预启阀行程适当的进行了缩小，调整至5. 7mm,修后机组运行中该调门振动大的问题得到了解决1机#3高调门振动大问题的解决，证实了该阀门振动大是由于预启阀行程超标导致，即 前文所述第一种原因是正确的;检修中将预启阀行程调整后，使阀芯在运行中始终受到一个何下、 适中的不平衡蒸汽力，并处在一个稳定的流场中，从而避免了阀芯上下浮动而发生的金属撞击 参照上述治理经验，2010年#2机C修期间对其#3高调门进行了解体，检查发现其预启I阀行程也存在超标，达到了6. 7mm,检修中同样调整至5. 7mm,修后该阀门振动大的问题也得到 了解决。

4结束语绥电公司通过对两台K-800-240-5型汽轮机高调门振动大问题的治理，提高了设备的安全性、 可靠性，其采用振动测频进行原因分析的方法及现场处理方案，为其它机组类似问题的分析、解决提供了借鉴经验参考文献：[1] 董真,陈倪，50MW汽轮机高调门振动分析及其治理>>,热力透平,2009年,第38卷，第2期，94一96页[2] 毛靖儒，刘观伟，赵鹏程，王顺森，邓达泰《绥电公司#1机3调节阀振动测频结果分析及其基本处理建议》。