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    汽輪機是火力發(fā)電廠的原動機，驅動同步發(fā)電機旋轉產(chǎn)生電能。正常運行時，通過調速系統(tǒng)控制蒸汽閥改變汽輪機的進汽量，使汽輪機的功率輸出滿足外界的負荷要求。隨著汽輪機大容量化的發(fā)展，閥門尺寸與所受作用力急劇增大。在生產(chǎn)運行中，調節(jié)閥（governingvalve，GV）事故時有發(fā)生，主要由GV振動引起。GV振動會造成閥桿疲勞斷裂與閥芯損壞，閥芯的跳動會引起蒸汽流量波動，使發(fā)電機組無法正常運行，同時引起整個管道系統(tǒng)尤其是抗燃油管的共振，因此對振幅長期超過100μm的抗燃油管需特別關注。

    國內(nèi)外對GV因蒸汽流引起的振動已有一定的研究，主要手段是數(shù)值模擬，完全模擬高參數(shù)下的實驗較少。認為蒸汽流動沖擊及共振造成GV喉部（流道最小截面處）附近的靜壓參數(shù)分布不均勻，是引起閥門振動的主要因素。認為把閥芯附著流變?yōu)殚y座附著流，方向正確但不能絕對化，關鍵應避免不穩(wěn)定汽流。提出了閥芯型面的設計方法。

    1 機組調節(jié)閥介紹

    某廠2臺700MW汽輪機為日本三菱公司的TC4F-40型亞臨界、反動式、單軸、三缸、四排汽汽輪機。主蒸汽壓力17.5MPa，溫度538℃。高壓主汽閥（mainstopvalve，MSV）與高壓GV聯(lián)合成整體結構（如圖1所示），2個高壓MSV呈臥式對稱布置于高壓缸兩側，GV為立式布置。MSV用于控制氣流通斷，通常為全開或全關狀態(tài)，全開時蒸汽流量通過GV控制。GV閥位通過數(shù)字式電液調節(jié)系統(tǒng)（digitalelectro-hydrauliccontrolsystem，DEH）控制，正常運行采用噴嘴調節(jié)，即GV1、GV2全開，GV3依據(jù)負荷控制開度，GV4只在滿負荷情況下少量開啟。

圖1 單側MSV、GV布置形式

    2 故障現(xiàn)象及分析

    隨著運行時間的延長及檢修次數(shù)的增多，汽輪機通流間隙增大，效率下降，導致相同負荷下GV3所需開度不斷增大。當機組負荷為630～660MW，GV3開度為24%～30%時，2臺汽輪機就地均有GV3振動和噪聲較大的現(xiàn)象，抗燃油管振幅最高達205μm。為防止高振動帶來的閥桿斷裂、油管爆漏等風險，將GV3最大開度限制在17%，高負荷下利用GV4進行調節(jié)。

    根據(jù)汽輪機結構和蒸汽通流情況，引起GV3振動的原因有：外振動源傳導、伺服控制機構調節(jié)不穩(wěn)、部件間隙過大、蒸汽流動沖擊及共振。

    2.1 附近振動源

    GV3蒸汽流道通過導汽管與汽輪機高壓內(nèi)缸相連，閥桿經(jīng)傳動機構與油動機相連，高壓缸或油動機可將大振動傳導至GV?，F(xiàn)場測量，同樣與高壓內(nèi)缸相連的GV4振動正常，GV3閥桿橫向振動達160μm時，油動機活塞桿處橫向振動穩(wěn)定在50μm左右。故可排除外振動源的因素。

    2.2 伺服控制機構

    圖2為GV3的控制原理圖。由圖2可知，GV3為閉環(huán)控制，閥位指令信號與閥位反饋信號比較后形成閥位偏差信號，經(jīng)伺服放大器轉換成電流信號并進行電功率放大，接著在電液伺服閥中將電信號轉換成高油壓信號，用以驅動油動機，進而通過傳動機構改變閥位。線性位移變送器測量的閥位信號反饋至調節(jié)回路的輸入端，使閥位偏差信號逐漸減小。當閥位偏差為零時，系統(tǒng)便達到新的穩(wěn)定狀態(tài)。

圖2 GV3的控制原理

    伺服控制機構不穩(wěn)的原因有：伺服卡件失效、伺服閥故障、線性位移變送器松動或反饋故障、油動機卡澀、油壓波動、油中帶水或空氣、傳動機構松動或卡澀等。檢查伺服卡件及信號正常。GV3開度為17%時，負荷穩(wěn)定無波動，閥桿徑向振動59μm；GV3開度為24%～30%時，閥桿徑向振動最大達164μm，且伴隨較大撞擊聲，但閥門活動靈活，負荷調節(jié)順暢。這說明伺服控制機構和傳動機構正常。

    2.3 部件間隙

    高壓GV由閥體、閥芯、閥套、閥桿及閥蓋襯套等組成，不帶預啟閥，如圖3所示。閥芯為半球形，中心有平衡孔以減小關閉時閥芯前后壓差。GV間隙主要有閥桿與閥蓋襯套間隙、閥套與閥蓋襯套間隙。間隙過大時，GV在各種振動源觸發(fā)下會引起自身零部件的振動。

圖3 高壓GV的結構

    表1為2臺汽輪機GV3出現(xiàn)明顯振動前后的2次檢修數(shù)據(jù)。

表1 GV3間隙測量結果

由表1可知：2號汽輪機的間隙偏大，1號汽輪機間隙合格（標準值為0.25～0.30mm）。經(jīng)驗上間隙超標1.5倍是可以接受的，運行中由于氧化皮的積累，間隙會逐漸減小，故閥門振動大不是部件間隙導致的。

    2.4 蒸汽流動沖擊及共振

    定性而言，GV的振動主要是受到通過GV喉部交匯的氣流沖擊造成的。氣流速度越快，氣流交匯點距閥芯越近，則振動越大。GV3在小開度下氣流速度快，但此時沿閥芯切線流向的氣流交匯點離閥芯較遠，故振動不大；在一定開度下，速度足夠快的氣流沿閥芯流動，在閥芯附近碰撞使閥芯產(chǎn)生劇烈振動；在大開度下，氣流速度降低，故振動有所下降。

    圖4是半球形閥芯與平底凹口形閥芯的氣流流向分布。由圖4可看出，平底凹口形閥芯能減小氣流對閥芯的附著，使氣流交匯點遠離閥芯，有效降低振動。

圖4 半球形與平底凹口形閥芯氣流流向分布

    3 處理及結果

    利用停機檢修機會2號汽輪機對GV3進行改型，保留原閥體、閥座和閥蓋襯套，閥桿、閥套和閥芯整體更換，其中閥芯由半球形更換為平底凹口形，閥桿的外徑不變。

    為保證閥門開度滿足要求，原閥蓋襯套靠閥芯側沿軸向去除39mm，加工面最大粗糙度為6.3μm。打磨氧化皮后，測量確認閥桿彎曲度、各部套間隙、閥門行程合格且閥芯活動靈活。對閥芯、閥座進行檢查，密封線合格后整體回裝。

    改進后GV3在0～56%開度（此時機組已達滿負荷）下振動值基本保持穩(wěn)定，高噪聲現(xiàn)象消除。更換閥芯前后GV3閥桿處振動實測結果如圖5所示，抗燃油管最大振幅見表2。改進后閥芯流量特性有所變化，但依靠DEH的自動調節(jié)性能可完全正常運行。經(jīng)過一年多的運行，2號汽輪機GV運行穩(wěn)定，其后對1號汽輪機GV3也進行了改造。

圖5 2號汽輪機GV3閥芯改造前后振動對比

表2 2號汽輪機GV3閥芯改造前后抗燃油管最大振幅對比

4 結論

    通過對GV3高振動、高噪聲的分析和處理，說明采用平底凹口形閥芯可有效降低GV的振動和噪聲。改進后的高壓GV能避免閥桿斷裂、閥芯脫落、油管爆漏等風險，降低了開大GV4進一步造成的節(jié)流損失，延長了汽輪機的使用壽命。

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