3号机组

3号机组（精选十篇）

3号机组 篇1

自2008年5月28日岭澳二期3号机组泵站 (以下简称PX) 进水协调委员会成立开始, 历经8.5个月的准备, 提前于2009年2月12日完成了3号机组PX进水。

进度控制在岭澳二期PX进水准备的全过程中发挥了重要的作用, 本文从岭澳二期3号机组泵站进水准备的进度策划、计划组织与实施、执行总结等方面着手, 回顾泵站进水准备全过程的进度管理, 为泵站进水准备进度管理提供经验反馈, 为后续项目泵站进水准备的进度组织与实施提供参考。

1 进度策划

1.1 泵站进水准备进度形势

岭澳二期3号机组泵站进水准备工作主要面临四个方面的问题: (1) 受上游条件及天气因素制约, 制氯站 (以下简称“HX”) 、PX前池、进水明渠 (以下简称“CB”) 、虹吸井 (以下简称“CC”) 排水暗涵土建施工进展缓慢; (2) 循环水过滤系统 (CFI) 设备设计图纸及供货延误; (4) 循环水泵 (CRF) 供货延误严重, 大幅压缩了循环水泵的安装工期。

1.2 进度控制思路、体系与计划安排

1.2.1 进度控制思路

泵站进水可分为两个阶段:前池进水与泵站进水。前池进水的前提条件是:PX泵房CFI闸门及CC闸门的安装&透光试验, 进水明渠、排水暗涵和虹吸井完工。3PX泵房进水的前提条件是:进水隔离边界的建立、泵站主要设备安装完成、水质处理系统和设备阴极保护系统建立、配套的电气仪控设备可用。

制约泵站进水的主要因素是水工结构的完工和泵房内主要泵的安装完工, 受循环水泵供货推迟影响, 泵房内循环水泵的安装工期十分紧张。通过各板块的沟通探讨, 对循环水泵安装进度进行了分析和优化, 认为关键路径专项进度可以满足2009年2月15日泵站进水的要求。岭澳二期3号机组泵站协调委员会在首次启动会上明确了坚持2009年2月15日泵站进水计划目标不动摇, 并以此作为项目组织和工作推进的目标。

1.2.2 计划体系

以2009年2月15日3号机组泵站进水为目标, 以前池进水、泵站进水的各项重要工作为主线并结合泵站进水过程中需解决推动的重大问题, 3PX泵站进水的关键路径如下:

由此可见, 前池进水的任务重、压力大, 而泵站进水前CRF泵的安装是关键。前池进水目标为2008年11月15日, 泵站进水目标为2009年2月15日。以《岭澳核电站二期3PX进水专项进度计划A版》为指引, 结合上述关键路径安排, 进一步明确了各板块具体执行的专项计划, 确立了自上而下的泵站进水准备进度计划体系, 各专项计划见表1。

1.2.3 计划安排

除CRF泵供货延误严重及HX施工延误外, 其它设备和土建均能满足泵站进水目标, 而HX厂房延误可以通过临时加药设施来解决, CRF泵的供货、安装计划就成为最关键的因素。

2007年7月25日, 岭澳二期循环水泵叶轮铸件的英国供应商在洪水中受灾, 厂家提出不可抗力申请, 提出将3号机组CRF泵交货延期12个月, 即2009年2月15日交货。经过努力, 厂家同意争取早日发货, 两台循环水泵FOB预计为2008年7月24日和2008年9月5日, 加上1.5个月的运输时间, 到达现场已比原计划滞后3.5个月, 两台泵的到货开始安装时间最早可为2008年9月11日和10月21日。

CRF泵的安装顺序是:1、施工准备;2、吸入部件 (上下环部) 预埋件安装;3、壳体安装;4、耐磨环安装;5、转动部件安装;6、齿轮箱安装;7、电机安装;8、附属设备安装;9、安装竣工移交 (EESR) 。结合岭澳一期经验进行分析优化后 (如下表) , 岭澳二期的3CRF泵安装工期可从5个月缩短为3个月。

优化后的3CRF泵供货、安装的具体进度计划见下表, 从FOB到系统EESR计划合理工期为5.5个月。

2 计划组织与实施

2.1 组织保障

为了提前或按期实现泵站进水目标, 2008年5月28日, 成立了岭澳二期3PX泵站进水协调委员会, 有效统筹协调和推进3PX泵站进水的各项准备工作。具体职责如下:

◇确定泵站进水及各关键控制点日期目标并进行总体控制;

◇协调及推动解决现场土建、安装、调试各个环节影响泵站进水的重大问题;

◇最终检查确认前池进水及泵站进水各项准备工作的完成情况;

此外, 还成立了3PX泵站进水日常协调机构, 负责部门之间的泵站进水相关日常工作的接口协调。

2.2 措施保障

在泵站进水委员会上, 通过对计划执行情况的检查分析, 进度控制人员协助项目总经理对主线计划进行清晰的掌控。土建、安装和调试单位在确保计划目标不变的情况下, 分别对各自专项计划进行了多次调整升版, 并建立了定期的汇报、反馈、协调机制。项目团队针对计划执行过程中的薄弱环节采取措施, 上下协调一致, 进度控制处进行总体分析、评估, 保证现场各项工作始终沿着原计划的轨道前进。

3 进度回顾

2008年12月15日, PX泵房CFI闸门及CC闸门的安装&透光试验, 进水明渠、排水暗涵和虹吸井完工, 岭澳二期泵站前池进水顺利完成。

2009年2月12日, 3PX泵站成果实现首次进水, 3PX泵站成功地为3号机组核岛、常规岛系统调试提供冷源, 标志着岭澳二期3号机组常规岛、核岛主工艺系统调试全面展开。

4 总结

制定合理的进度计划, 建立自上而下全面的进度计划体系、强有力的协调组织、完善的措施保障、及时的动态跟踪和进度管理机制, 是顺利实现岭澳二期3号机组泵站进水目标的关键。

3号机组 篇2

中国石油天然气集团公司、哈尔滨汽轮机厂有限责任公司：

中国石油天然气集团公司《关于报送<乌鲁木齐石油化工总厂热电厂3号汽轮发电机组“2·25”特别重大事故调查报告>的报告》(中油质字[1999]提279号，以下简称《报告》)收悉。经研究，批复如下：

一、1999年2月25日，中国石油天然气集团公司乌鲁木齐石油化工总厂热电厂3号汽轮发电机发生超速飞车事故，设备直接经济损失1916万元。事故发生后，中国石油天然气集团公司受国家经贸委委托，与新田维吾尔自治区经贸委等组成了联合调查组，对事故进行了调查。事故调查程序符合有关规定。

二、同意《报告》对事故直接原因和性质的分桥。事故的直接原因是：由于1．27兆帕抽汽逆止阀铰制孔螺栓断裂使阀碟脱落，抽汽逆止阀无法关闭；3号汽轮发电机组当班操作人员在发电机差动保护动作后，末关闭抽汽电动门就解列调压器，致使发电机超速飞车，并导致发电视组油系统起火。这是一起责任事故。

三、同意《报告》对事故有关贵任人员的责任分析和处理意见。请中国石油天然气集团公司按照干部管理权限落实对有关责任人员的行政处分决定，公布处理结果。

四、同意《报告》提出的防范措施建议。乌鲁木齐石油化工总厂要切实落实防范措施，汲取事故教训，确保安全生产。

五、哈尔滨汽轮机厂有限责任公司应尽快解决1．27兆帕抽汽逆止阀铰制孔螺栓与阀臂装配尺寸不合理、阀管制造不符合图纸要求的问题，优化产品结构设计，进一步健全质量保证体系。认真检查在用的1．27兆帕抽汽逆止阀装配尺才和阀管制造情况，对存在间题的要与用户协商，尽快整改，避免发生同类事故。

关于责任人员行政处分和事故防范措施落实情况，在用1．27兆帕抽汽逆止阀的检查和整改情况，请报国家经贸委。

国家经济贸易委员会 一九九九年十暑月十二日

关于报送《乌鲁木齐石油化工总厂热电厂3号汽轮发电机组“2·25”特别重大事故调查报告》的报告(中油质字[1999]第279号)

国家经济贸易委员会：

1999年2月25日，我集团公司所属乌鲁木齐石油化工总厂热电厂3号汽轮发电机组发生“飞车”事故。根据国家经贸委安全生产局《关于调查乌鲁木齐石化总厂“2·25”事故的函》(安全[1999]14号)的要求，我们组成了以主管安全生产的副总经理黄炎为组长，新疆维吾尔自治区经贸委、新疆电力公司及我集团公司有关专家为成员的事故调查组(名单见附件3)。调查组依据有关规定，对事故进行了认真调查，并完成了调查报告。经商新疆维吾尔自治区同意，现将《乌鲁木齐石油化工总厂热电厂3号汽轮发电机组“2·25”特别重大事故调查报告》报上，请审查。

我集团公司将认真吸取乌鲁木齐石油化工总厂“2·25”事故的教训，按照中央领导同志关于搞好安全生产的指示精神和国家有关规定举一反三，加强内部安全管理，强化员工素质培训，减少和避免各类重特大事故的发生。

附件一：《关于调查乌覆木齐石化总厂“2·25”事故的函》

附件二：《乌鲁木齐石油化工总厂热电厂3号汽轮发电机组“2·25”特别重大事故调查报告》 附件三：事故调查组人员名单(略)

中国石油天然气集团公司 一九九九年六月九日

附件一

关于调查乌鲁木齐石化总厂“2.25”事故的函 安全[1999]14号

中国石油天然气集团公司：

1992月25日，中国石油天然气集团公司乌鲁木齐石油化工总厂热电厂3号汽轮发电机组发生“飞车”事故(以下简称“2·25”事故)，直接经济损失上千万元，属特别重大事故，应按《特别重大事故调查程序暂行规定》(国务院令34号)办理。

鉴于目前情况特殊，“2.25”事故的调查工作，经商国家石化局、新疆自治区政府有关领导，先由中国石油天然气集团公司按规定组织调查工作。同时，可请新疆自治区经贸委、电力局派员参加。调查结果报国家经贸委。

国家经渗贸易委员会 一九九九年三月三日

附件二：

乌鲁木齐石油化工总厂热电厂3号汽轮发电机组“2·25”特别重大事故调查报告

1999年2月25日凌晨1时40分左右，中国石油乌鲁本齐石油化工总厂(以下简称乌石化)热电厂3号发电机一变压器组污闪，3号汽轮发电机组甩负荷。在当班操作人员进行事故处理时，发生汽轮机超速飞车的设备事故，同时发电机及机组油系统着火。事故无人员伤亡，设备直接经济损失1916万元。

乌石化热电厂3号汽轮发电机组的汽轮机为哈尔滨有限责任公司生产的CC50—8.83／4.02／1.27型高压双缸双抽冷凝式汽轮机，发电机为哈尔滨电机厂生产的QF—60—2型发电机，总成设计为西北电力设计院，安装、调试由新疆电力安装公司承担，投产日期为1997年1月30日。1998年5月12日至6月18日进行了鉴定性大修。

事故发生后，新疆维吾尔自治区副主席吾甫尔·阿不都拉、中国石油天然气集团公司总经理马富才同志于当日赶赴现场，对防止事故扩大、尽快恢复生产和组织事故调查提出要求。国家经贸委安全生产局也派人赶赴现场，对事故调查作出具体安排。根据国家经贸委安全生产局《关于调查乌鲁木齐石油化工总厂“2·25”事故的函》(安全[1999]14号)的要求，中国石油天然气集团公司组成了以主管安全生产工作的副总经理黄炎为组长，中国石油天然气集团公司、新疆维吾尔自治区经贸委、新疆电力公司有关专家为成员的事故调查组。事故调查组按照国务院《特别重大事故调查程序暂行规定》(国务院令第34号)和国家经贸委《关于特别重大事故调查处理和批复工作有关问题的通知》(国经贸安全[1999]5号)精神，于2月26日进驻乌石化，经过为期14天的事故调查、取证和分析，查明了事故的原因。现报告如下：

一、事故经过

1999年2月25日，乌石化热电厂汽机车间主任薛良、副主任顾宗军与汽机车间15名工人当班，其中3号汽机组由司机曹磊、副司机黄汉添和马新俊值班。

凌晨1时37分48秒，3号发电机一变压器组发生污闪，使3号发电机组跳闸，3号机组电功率从41MW甩到零。汽轮机抽汽逆止阀水压联锁保护动作，各段抽汽逆止阀关闭。转速飞升到3159r／min后下降。曹磊令黄汉添到现场确认自动主汽门是否关闭，并确认转速。后又令马新俊启动交流润滑油泵检查。薛良赶到3号机机头，看到黄汉添在调整同步器。薛良检查机组振动正常，自动主汽门和调速汽门关闭，转速2960r／min，认为是污闪造成机组甩负荷，就命令黄汉添复位调压器，自己去复位同步器。由办公室赶至3号机控制室的顾宗军，在看到3号控制屏光字牌后(3号机控制盘上光字牌显示“发电机差动保护动作和“自动主汽门关闭”)，向曹磊询问有关情况，同意维持空转、开启主汽门，并将汽机热工联锁保护总开关切至“退除”位置。随后顾宗军又赶到3号机机头，看到黄汉添正在退中压调压器，就令黄汉添去复位低压调压器，自己则复位中压调压器。黄汉添在复位低压调压器时，出现机组加速，机头颤动，汽轮机声音越来越大等异常情况(事后调查证实是由于低压抽汽逆止阀不起作用，造成外管网蒸汽倒流引起汽轮机超速的)。薛良看到机组转速上升到3300r／min时，立即手打危急遮断器按钮，关闭自动主汽门，同时将同步器复位，但机组转速仍继续上升。薛良和马新俊又数次手打危急遮断器按钮，但转速依然飞速上升，在转速达到3800r／min时，薛良下令撤离，马新俊在撤退中，看见的转速为4500r／min。

约1时40分左右，3号机组发生超速飞车。随即一声巨响，机组中部有物体飞出，保温棉渣四处散落，汽机下方及冷油器处起火。乌石化和热电厂领导迅速赶至现场组织事故抢险，并采取紧急措施对热电厂的运行设备和系统进行隔离。于凌晨4：20将火扑灭，此时，汽轮机本体仍继续向外喷出大量蒸汽，当将1.27MPa抽汽供外网的电动门关闭后，蒸汽喷射随即停止。

二、事故性质及原因

经调查，这是一起由于关键设备存在隐患及事故应急处理时无序操作导致飞车的责任事故。主要原因如下：(一)1.27MPa抽汽逆止阀阀碟铰制孔螺栓断裂使阀碟脱落，抽汽逆止阀无法关闭，是机组超速飞车的主要直接原因。

通过调查表明，3号机发生超速飞车是在按正常程序恢复生产，复位低压调压器时，由于外管网低压蒸汽倒流进入汽轮机所引起的。根据对1．27MPa抽汽逆止阀解体检查和鉴定结果证实，造成低压蒸汽倒流的原因是：抽汽逆止阀铰制孔螺栓断裂，阀碟脱落，致使该逆止阀无法关闭。

(二)运行人员在发电机差动保护动作后，应先关闭抽汽电动门后解列调压器。但依据制造厂资料编制的规程有关条款模糊不清，未明确上述操作的先后顺序，3号机组操作人员对操作顺序不明确；同时操作时主观相信抽汽逆止阀完好，未关闭电动门就解列调压器，造成实际上的无序操作，是机组超速飞车的次要直接原因。

(三)在事故处理中，司机曹磊在关闭抽汽电动门时投有确认阀门关闭情况，低压抽汽电动阀系统实际处于开启状态，使之与阀碟脱落的低压蒸汽逆止阀形成通道，导致低压蒸汽倒流，是飞车的间接原因(事故详细原因分析及责任者的划分见附件)。

三、对事故责任人的处理建议

(一)依据事故责任划分的结论，并依照有关条例规定，由国家经济贸易委员会对事故责任单位哈尔滨汽轮机有限资任公司的有关责任人员提出具体的事故处理意见。

(二)依据事故责任划分的结论，并依照有关规定，对乌石化有关事故责任人员提出如下处理意见： 1．对车间主任薛良给予撤销车间主任、开除厂籍、留厂察看一年处分； 2．对车间副主任顾宗军给予行政撤职处分； 3．对3号机司机曹磊给予行政记大过处分； 4．对副司机黄汉添给予行政记大过处分； 5．对副司机马新俊给予行政记过处分；

6．热电厂总工程师周万松对规程中有关条款模糊不清和对生产中存在的安全技术问题负有全面领导责任，给予行政记大过处分； 7．热电厂安全生产副厂长马军生，对全厂的安全生产负有直接领导责任，给予行政记大过处分； 8．热电厂厂长陈世全，应对此次事故负直接全面领导责任，给予行政降级处分；

9．乌石化安全生产副厂长王庭富，对总厂安全生产负有直接领导责任，给予行政记过处分；

10．乌石化厂长王永明作为企业安全生产第一责任人，应对总厂安全生产负全面领导责任，给予行政警告处分。

(三)建议乌石化对在管理、监督、审查、检修、维修及培训教育方面负有责任的其他人员按有关规定给予必要的行政处分。

四、改进措施

通过调查，我们认为，乌石化应认真吸取此次事故的教训，采取以下改进措施：

(一)乌石化要组织全厂各级领导和职工进一步学习贯彻江泽民总书记对安全生产工作所作的一系列重要指示和国家有关安全生产的规定和文件，结合这次事故的教训，教育各级领导干部和职工，牢固树立“安全第一，预防为主”的思想，切实强化安全生产“责任置于泰山”的意识，强化安全保生产，安全保效益，安全保稳定的观念，使广大职工自觉地把安全生产工作纳入到企业的生存和发展大局之中，尽快扭转安全工作的被动局面。

(二)进一步完善和落实各级安全生产责任制，真正做到安全生产人人有责。要严格执行岗位责任制，严格理顺生产操作程序，既要防止不到位，也要防止越位，职责必须明确。(三)改进设计方案，不断完善汽轮发电机组的保护系统。抽汽式凝汽机组的调节保安系统，应保证在汽轮发电机组甩负荷和故障停机的任何情形下，除应当迅速关闭主汽门调速汽门外，还应同时关闭与抽汽关联的调速汽门(或旋转隔板)，以防抽汽逆止阀不严，由外网蒸汽倒汽造成机组超速飞车。在热工保护方面，为防止抽汽逆止阎不严，建议应考虑装设关闭时间小于1秒的快关阀，接人抽汽水压联锁保护中，以实现抽汽水压联锁保护双重化。为防止运行人员事故时误操作，将抽汽供热电动门接入热工保护的抽汽水压联锁保护中。当发生发电机跳闸甩负荷或发电机故障停机时，不但关闭抽汽逆止阀，同时还关闭供热电动门以切断汽源，防止汽轮机抽汽倒汽引起飞车事故。

(四)建立健全汽轮发电机热工联锁保护、定期试验制度和试验方法，确保热工连锁保护完好。完善定期试验制度以明确热工连锁保护，明确维护和试验人员与汽轮发电机组运行人员的责任，采取从保护热工联锁保护源头实际发讯的试验方法，避免由人为短接接点的方法做试验不能充分保证热工保护整体动作可靠的问题。

(五)加强设备基础管理。要规范设备检修，建立完善的设备检修记录。对重点要害部位和关键设备的防范措施，要逐项确认，逐级负责。

(六)依据企业标准制订程序，及时修订规程，完善和规范规程的编制、审核和批准责任制。特别要充实和细化生产操作中事故预案制定及发现异常情况时的应急处理措施，对规程中可能引起汽轮发电机超速飞车的关键部分要引起足够的重视，确保规程准确无误。(七)依靠计算机仿真技术，加强运行人员反事故能力的培训，努力提高运行人员的技术素质。

(八)切实加强对新建、改建和扩建以及检修项目的管理。在设备选型和工艺设计上严格把好质量关，在工程监理上严格把好验收关。不符合安全要求的坚决不放过。

(九)加大防污闪工作的力度，消除外绝缘故障，确保电网安全可靠。此次事故的起因是主变压器35kV侧瓷套管发生污闪，且在事故当日前后相继发生三次污闪，因此防污闪工作有待进一步加强。应采取多种防污闪措施并举的治理方法，如35kV瓷瓶应加装2片增爬裙，110kV应至少加装3片。更换普通绝缘子为防污闪绝缘子，同时刷防污闪涂料，有条件的可采用硅橡胶合成绝缘子和局部配电装置密闭。对穿墙套管采取提高一个电压等级的方法。对35kV和6kV系统为防止污闪原因造成单项接地时产生弧光接地过电压发展为接地短路故障，应尽可能采取自动性能较好的自动跟踪补偿的消弧线圈，以在系统运行方式变化时能有效的将接地电容电流限制在5A以内，充分发挥小电流接地系统的优越性，确保电网安全可靠。

附件：《事故详细原因分析及责任者的划分》

乌石化“2.25”事故调查组

组 长：黄炎

副组长：姜冠戎 副组长：庄翔 一九九九年五月二十五日

附件：

事故详细原因分析及费任者的划分

一、事故原因

(一)1.27MPa抽汽逆止阀阀碟铰制孔螺栓断裂使阀碟脱落，抽汽逆止阀无法关闭，是机组超速飞车的主要直接原因。

(二)运行人员在发电机差动保护动作后，应先关闭抽汽电动门后解列调压器，但依据制造厂资料编制的规程有关条款模糊不清，未明确上述操作的先后顺序，造成关闭抽汽电动门和解列调压器的无序操作，是机组超速飞车的次要直接原因。

(三)在事故处理中，司机曹磊在关闭抽汽电动门时没有确认阀门关闭情况，低压抽汽系统实际处于开启状态，使之与阀碟脱落的低压蒸汽逆止阀形成通道，是1.27MPa抽汽倒流飞车的间接原因。

二、事故原因分析

为分析事故原因，调查组反复多次进行了以下工作：1.现场观测、取证；2.查阅和分析原始记录、数据和资料；3.对事故当事人进行询问和笔录；4.解体设备；5.对关键设备和电汽机热工保护系统进行试验和测试；6.综合分析讨论。结果如下：

(一)通过对事故当事人的调查表明，3号机超速飞车是发生在复位低压调压器时。根据对1.27MPa抽汽逆止阀解体检查和鉴定结果证实：抽汽逆止阀铰制孔螺栓断裂，阀碟脱落，致使该逆止阀无法关闭。证实3号机超速飞车是由于逆止阀无法关闭，造成1.27MPa蒸汽倒汽引起。

1.机组在保护动作后，自动主汽门、调速汽门关闭，转速升到3159r／min后，最低转速降至2827r／min，历时约3分钟，这说明自动主汽门、调速汽门是严密的，该机调节系统动作正常。

2．发电机差动保护动作，机组转速上升到3159r／min，后降至最低时2827r／min；机组挂闸，开启自动主汽门，此时同步器在15.6mm，高压调速汽门没有开启，解列调压器，转速飞升到3300r／min ；打闸后，自动主汽门关闭，转速仍继续上升，最后可视转速为4500r／min；经现场确认：自动主汽门和高压调速汽门关闭严密。说明主汽系统对机组超速没有影响。

3．通过现场设备解体检查确定：4.02PMa抽汽逆止阀严密。4.02MPa蒸汽无法通过中压抽汽管道返汽至汽轮机。其他各段抽汽逆止阀经检查和鉴定均关闭严密。

(二)运行人员在发电机差动保护动作自动主汽门关闭后，未先确认抽汽电动门关闭就解列调压器，中压调速汽门和低压旋转隔板开启，因低压抽汽逆止阀无法关闭，致使1.27MPa抽汽倒汽至低压缸中造成机组超速飞车。

1．乌石化热电厂标准化委员会发布的《CC50－8.83／4.02／1.27型汽轮机运行规程》规定，发电机差动保护动作，发电机故障跳闸和汽轮机保护动作时，应依照7.12款7.12.2条执行，按故障停机处理；故障停机处理步骤依照7.1.3款执行。该7.1.3.7规定：停止调整抽汽，关闭供汽门，解到列、低调压器。

2．乌石化热电厂标准化委员会发布的《CC50－8.83／4.02／1.27型汽轮机启动运行规程》规定，汽轮发电机组负荷甩到零以后，调节系统不能维持空负荷运行，危急遮断器动作时，应依照7.10.1款7.10.1.2条中d项执行，解列中、低压调压器、关闭供汽门。此时，汽轮发电机组的状况与发电机差动保护动作后汽轮发电机组的状况完全相同，但《CC50－8.83／4.02／1.27型汽轮机运行规程》中的处理规程却与之相抵触。

3．哈尔滨汽轮机有限责任公司为乌石化热电厂提供的《CC50－8.83／4.02／1.27型汽轮机运行维护说明书／112.003.SM》，对关闭供热门和解列中、低压调压器这两项操作的顺序未做出说明。

4．当发电机差动保护动作、发电机出口油开关跳闸时，电磁解脱阀动作，危急遮断滑阀动作，泄去自动关闭器油，自动主汽门关闭。综合滑阀NO.1下一次脉动油泄去，增大高、中、低压油动机错油门下三路二次脉动油的泄油口。同时，由于发电机出口油开关跳闸，超速限制滑阀动作，直接泄去高、中、低压油动机错油门下三路二次脉动油使高、中、低压油动机加速关闭，以防止甩负荷时机组动态超速过大，使机组能可靠地维持空转。超速限制滑阀动作约三秒后自动恢复原位。与此同时，调压器切除阀也接受油开关跳闸信号而动作；泄去NO.2、N0.3综合滑阀下脉冲油压，使其落至下止点，从而增大高压油动机滑阀下脉冲油排油口；高压油动机得以迅速关闭，有效地消除了调压器在甩负荷时出现的反调作用。但同时也减少了低压油动机下二次脉动油的泄油口和上述综合滑阀N0．1增大低压油动机错油门下二次脉冲油的泄油口的作用恰好相反。然而哈尔滨汽轮机有限责任公司提供的《CC50－8.83／4.02／1.27型汽轮机调节保安系统说明书／112.002.SM》未对此作出说明，导致无法对低压旋转隔转板此时的启闭状态进行确认，给使用单位乌石化热电厂的有关人员判定上述情况下低压旋转隔板的启闭状态造成困难，在编制该型汽轮机运行规程中针对上述情况进行事故处理的有关条款时，误认为低压旋转隔板处于开启状态，因而无需对关闭电动抽汽门和解列调压器这两项操作规定先后顺序，给编制该型汽轮机运行规程造成误导。当发电机甩负荷时，汽轮机调节系统不能维持空负荷运行，危急遮断器动作时，也存在同样的问题。

5．乌石化热电厂标准化委员会在编写发布《CC50—8.83／4.02／1.27型汽轮机运行规程》时，编写、审核和批准等有关人员未就哈尔滨汽轮机有限责任公司提供的《CC50－8.83／4.0227型汽轮机启动维护说明书//112.003.SM》和《CC50—8.83／4.02／1.27型汽轮机调节保安系统说明书／／112.002.SN》上述内容向哈尔滨汽轮机有限责任公司提出疑义。

(三)3号机低压抽汽逆止阀因铰制孔螺栓断裂阀碟脱落，使1.27MPa外网蒸汽通过低压抽汽管道返到低压缸中，这是导致机组超速飞车的主要直接原因。在中低压调压器复位后，即机组在纯凝工况下，手打危急遮断器时，只能使自动主汽门和高压调速汽门关闭，中压调速汽门和低压旋转隔板不能关闭，无法将返汽量限制至最小，因而不能避免机组超速飞车。

(四)司机鲁磊在出现“发电机差动保护动作”和“自动主汽门关闭”信号后，进行停机操作。在DCS圆面上关闭各段抽汽电动门，但没有对电动门关闭情况进行确认，使1.27MPa蒸汽倒流至汽轮机低压缸成为可能(实际事故中1.27MPa抽汽三个电动门均在开启状态)。(五)副司机黄汉添没有准确地向汽机车间主任薛良反映机组的真实情况。

(六)汽机车间主任薛良和运行副主任顾宗军在事故发生时及时赶到现场是尽职尽责的行为。但违章代替司机与副司机操作，造成关闭抽汽电动门和解列调压器的无序操作。

三、事故责任划分

(一)机组超速飞车的主要直接原因是1.27MPa抽汽逆止阀铰制孔螺栓断裂使阀碟脱落，抽汽逆止阀无法关闭。抽汽逆止阀铰制孔螺栓的断裂原因是该项事故责任划分的关键。

事故调查时，在1.27MPa水平布置的抽汽管道内沿抽汽流向距抽汽逆止阀约l0余米处的抽汽电动门前找到了铰制孔螺栓断裂部分。中国科协工程联失效分析和预防中心石油管材与装备分个L1对该螺栓残样进行了试验分析得出如下结论： 1．断口微观形貌分析结果证实，螺栓为疲劳断裂；

2．螺栓残样化学成分分析结果表明螺栓材料为1Cr13，符合制造厂技术条件要求；

3．力学性能试验结果表明，除硬度实验值为160HB(技术条件197－229HB)偏低外，其他指标符合工厂技术条件要求； 4．螺栓残样金相组织为回火索氏体十铁索体，属于正常调质状组织；

5．宏观断口具有疲劳断裂特征，断口形貌分为两部分，即疲劳区和瞬断区。疲劳裂纹起源于外表面，具有多源特征，形成的疲劳区呈圆环状，表面平坦；光滑，呈黑色。瞬断区位于中心部位，呈椭圆状，表面蛆糙，基本呈现黑色和黄褐锈色。疲劳区和瞬断区交界处可见明显的同心圆疲劳辉纹； 6．断口附近截面尺寸与螺栓其他部位截面尺寸一致。螺栓中部有51～64mm长度范围的磨损区，有啃咬痕迹。

根据中国科协工程联失效分析和预防中心石油管材与装备分中心的上述试验分析的结论，该螺栓残样的尺寸、化学成分和力学性能符合工厂技术条件要求。可确认该螺栓为1.27MPa抽汽逆止阀铰制孔螺栓的断裂部分。

参阅哈尔滨汽轮机有限责任公司为事故调查组提供的1.27MPa抽汽逆止阀的装配图和铰制孔蛹栓加工图(哈尔滨汽轮机有限责任公司《1.27MPa抽汽逆止阀铰制子孔螺栓加工图》和《1.27MPa抽汽逆止阀装配图》)可以看出：螺栓依靠两只螺帽紧固。图上未提出螺栓装配的其他技术要求，也未见任何其他螺帽止退措施。由此推断，两只螺帽上紧后，当1.27MPa抽汽的正常运行中进行切投时，由于温度变化，出现交变热应力，引起该螺栓应力集中区发生疲劳断裂。(从铰制孔螺栓加工图中螺杆台阶处的尺寸与铰制孔螺栓断裂处尺寸基本吻合)。

中国科协工程联失效分析和预防中心石油管材与装备分中心的试验分析中关于宏观断口的结论还证实，铰制孔螺栓外貌和断口处没有其他损伤。可排除安装和检修维护人员在安装检修时因安装检修工艺问题造成的螺栓损伤。

综上分析可以认定，该型抽汽逆止阀的设计采用铰制孔螺栓固定阀碟，并且未采用其他螺帽止退措施，使铰制孔螺栓在抽汽逆止阀的正常运行工况下，承受材质不能允许的交变应力，导致铰制孔螺栓疲劳断裂。

基于对铰制孔螺栓断裂原因的分析，该项事故资任的主要责任是制造厂家哈尔滨汽轮机有限资任公司的产品设计责任。哈尔滨汽轮机有限资任公司的有关设计、审核和批准人员应共同承担该项事故责任。

使用单位乌石化应承担因检修维护不到位，未及时发现和消除抽汽逆止阀铰制孔颊栓断裂阀碟脱落这一重大事故隐患的责任。

在1998年10月19日进行的1.27MPa抽汽逆止阀阀门检修记录上，没有阀门的关键部位铰制孔螺栓的检修记录，“阀门严密性实验”一栏空白。只进行了液控头动作实验，试验结果正常。在“其他记事”一栏记录“10月24日晚开机前试验，逆止阀动作试验合格”。于1998年5月至6月进行的3号汽轮发电机组鉴定性大修。未对1.27MPa抽汽逆止阀进行解体鉴定性大修，属于检修漏项。乌石化热电厂负有设备检修计划审核管理职责的有关人员对此负有设备检修计划审核管理责任。

(二)造成机组超速飞车的次要直接原因是依据制造厂资料编制的规程有关条款模糊不清，未明确关闭抽汽电动门和解列调压器操作的先后顺序，造成无序操作。该项事故责任应划分为两部分：其一是制造厂哈尔滨汽轮机有限责任公司为乌石化热电厂提供的《CC50－8.83／4.02／1.27型汽轮机调节保安系统说明书//112.002.SM》中，当发电机差动保护动作、发电机出口油开关跳闸时及发电机甩负荷、汽轮机调节系统不能维持空负荷运行危急遮断器动作时，未对关键部件－低压旋转隔板的启闭情况做出说明，给使用单位乌石化热电厂的有关人员判定上述情况下低压旋转隔板的启闭状态造成困难，在编制该型汽轮机运行规程中针对上述情况进行事故处理的有关条款时，误认为低压旋转隔板处于开启状态，因而无需对关闭电动抽汽门和解列调压器这两项操作规定先后顺序。同时厂家提供的《CC50－8.83/4.02／1.27型汽轮机启动维护说明书／／112.003.SM》中，对事关机组能否安全运行的关闭抽汽电动供热门和解列中、低压调压器这两项操作的顺序未做出说明。因此制造厂家哈尔滨汽轮机有限责任公司应对此负主要直接责任。其二是乌石化热电厂的规程编写、审核和批准等有关人员未就哈尔滨汽轮机有限责任公司提供的《CC50—8.83／4.02／1.27型汽轮机启动运行维护说明书／／112.003.SM》和《CC50—8.83／4.02／1.27型汽轮机调节保安系统说明书／／112.002.SM》上述内容向哈尔滨汽轮机有限责任公司提出疑义。应对此负有次要直接责任。

哈尔滨汽轮机有限责任公司的《CC50－8.83／4.02／1.27型汽轮机调节保安系统说明书／／112.002.SM》和《CC50－8.83／4.02／1.27型汽轮机启动维护说明书／／112.003.SM》的编写、审核和批准人员对此共同负有主要直接责任。

乌石化热电厂的规程主要编写、审核和批准人员对此共同负有次要直接资任。

(三)机组超速飞车的次要直接原因的另一方面是运行人员在发电机差动保护动作后进行事故处理操作时，应先关闭抽汽电动门后解列调压器。该项事故责任应由参与事故指挥和操作的人员共同承担。

指挥并参与操作的汽机车间主任薛良，在未从3#并汽轮发电机组当班司机曹磊处全面了解机组状况的情况下(仅从不对汽轮发电机组主设备负责的副司机黄汉添处了解机组的非全面情况)，就指挥并违章代替司机与副司机操作。指挥副司机黄汉添进行解列中、低压调压器的操作前未核实抽汽电动门关闭与否，是造成关闭抽汽电动门和解列调压器无序操作的主要事故责任者。

副司机黄汉添违章接受汽机车间主任薛良的错误指令，而且未提出任何异议。是造成不正确操作的直接事故责任者。

汽机车间运行副主任顾宗军，在控制室内，虽了解机组的全面情况，但未确认抽汽电动门关闭与否就在看到副司机黄汉添进行解列中压调节器操作时，不但不对其操作进行制止，反而代替其进行该项操作，且指挥黄进行解列低压调压器操作。是造成事故不正确操作的直接事故责任者。(四)司机曹磊在关闭抽汽电动门时，没有确认电动阀门是否关闭，对机组飞车负有直接责任。

(五)热电厂总工程师周万松对热电厂生产中的安全技术问题全面负责。负责审核热电厂安全技术规程。应对规程中有关条款模糊不清和对生产中存在的安全技术问题负有领导责任。

(六)热电厂生产副厂长马军生，对全厂的安全生产具体负责。在检查各单位安全生产规章制度的建立和执行情况方面，以及在组织制订、修订和审定安全规章制度、安全技术规程方面应负有直接领导责任。

3号机组 篇3

【关键词】水轮发电机组振动；推力头与镜板；绝缘垫腐蚀

1.电站的概况及主要相关参数

2.故障现象

水轮发电机组振动的振源比较复杂，有水力-机械-电气等因素。因设计与制造，安装，检修及运行等原因，水轮发电机组在运转中的振动是一种普遍现象，不可能完全避免和消除，机组的一般振动不会造成危害，但振动严重超过了允许值，尤其是长期的周期振动及发生共振，会对机组的使用寿命及电站的安全经济运行带来严重的危害。

从以上数据的对比，不能发现，机组在出现振动异常后的1个多月时间内，发电机上导轴承的振幅明显增大，尤其是上导轴承的轴向振幅变化，水导轴承的振幅变化小；而且，机组的振动幅值在不同工况下比较相近，因此，可以初步判断，引起机组振动的原因是机械方面的因素，故障的可能位置在发电机部分，是部件，联接件或支撑的松动引起的。

目前，越南的电力架构主要还是以水电为主，但受季节影响，电力供应在旱季短缺较严重。当前，正值越南旱季，因此，发电站须尽可能确保电力供应，这就要求发电设备完好，即使检修，也要尽量缩短工期。

3.应急处理

从停机后的检查项目结果，并一道分析振动测量的数据，轴向的振动幅值增大很明显，那么推力轴承将是检查的重点。

进一步检查发电机推力轴承，发现推力头与镜板的联接螺栓松动，联接螺栓垫圈下的绝缘垫和绝缘套筒损坏并掉到油槽里。因停机时间的限制，要求尽快修复并投入运行，检修人员重新更换了联接螺栓垫圈下的绝缘垫和绝缘套筒后，恢复上导轴承，并开机试运行后，检测的机组振动参数如下：

不难看出，机组的振动幅值并没有降下来，因此，简单的认为推力头与镜板的联接螺栓松动是机组长期运行或安装时没拧紧造成的，这样的想法是错误的，而真正的原因并没找到。因机组须完成发电量，只好先投入发电运行。但接下来，机组振动又趋增大，在2012年5月3日，检修人员检查了推力头与镜板的联接螺栓，发现螺栓又松动，上紧螺栓后，恢复设备，投入运行。并做跟踪监测，以下是机组运行过程中的振动检测值：

处理了推力头与镜板的联接螺栓后，机组振动有所下降，但振幅还是较大，随着运行时间的延长，机组振动幅值又增大，而且增大趋势很快，估计联接螺栓已经松动。此时，越南南方已进入雨季，设备具备停机检修的条件，因此，必须对推力轴承做扩大性检查。

4.扩大性检查及处理

2012年7月，停机检查了推力轴承，瓦块和瓦面良好，瓦块托盘没有裂纹和变形，承重螺栓没有变形，锁母没有松动。推力头与镜板联接螺栓有松动，推力头与镜板之间的绝缘垫严重腐蚀，如图1所示。

经过一年半的运行，绝缘垫被严重腐蚀，因而机组轴线改变，造成机组振动。随着运行时间的推移，机组的振动将使推力头和镜板的联接螺栓松动，引起机组更剧烈的振动。这才是机组振动的根本原因。

在推力头和镜板之间的绝缘垫是2mm厚的环氧玻璃布层压板，目前，国内普遍采用磨削绝缘垫的办法来调整机组轴线。绝缘垫表面磨削不平整，推力头或镜板之间绝缘垫的接触面不密实，特别是存在局部凹凸区，机组在运转过程中，镜板、推力头极其联接螺栓都会存在弹性变形，因在推力头和镜板及绝缘垫之间存在缝隙或空腔，那么，在弹性变形的作用下，润滑油在缝隙和空腔处产生流动，对绝缘垫产生汽蚀腐蚀，其机理与水介质的汽蚀机理是一样的，而且，油中空气的溶解度比水还要大，对汽蚀的破坏不容小觑。随着运行时间的延长，绝缘垫腐蚀量的增大，造成联接螺栓的松动，使得推力头与镜板之间产生微小相对位移，也会使他们之间的油液不断被挤压或吸吮，加剧了绝缘垫的汽蚀。磨削绝缘垫的平面度越差，局部凹凸区越多，造成推力头或镜板与绝缘垫接触面越小，在绝缘垫被腐蚀后，这种松动现象愈发严重。机组运行的油温增高，也会加剧局部空腔区域的油液的挤压和吸吮。而绝缘垫本身是层叠压结构，在轴线调整时，磨掉了表面组织细密层，也是容易造成汽蚀破坏的因素之一。

因受检修时间的限制，提出以下处理方案，以作应急处理：根据安装的原纪录，绝缘垫机组轴线调整时，在一个方向上，两端的厚度差为0.02mm。更换了新的绝缘垫，用市面上购买到的日本产成品合金钢箔，厚度分别为0.01mm，0.02mm，0.03mm，0.04mm及0.05mm，宽度为100mm，根据需要，选择合理的厚度的金属箔，先将绝缘垫四周垫平，使得推力头与镜板之间的间隙一致，然后，将其中一边垫厚0.02mm即可。

经过以上工艺的处理，恢复设备，机组经盘车后，满足《水轮发电机组安装技术规范》的要求。充水试机，机组启动运行，机组振动指标正常。具体参数如下：

从2012年7月检修处理后投入运行，到2013年8月，机组运行都一直平稳。在2013年9月，运行人员发现机组振动幅值有所增加，而且增加的趋势较大。检修人员于2013年10月1日拆开上导轴承，发现推力头与镜板的联接螺栓有几颗松动，有一颗断裂，分析是2012年7月检修时螺栓扭矩过大或疲劳导致。绝缘垫及金属箔的照片如图2所示。

从照片中可看出，推力头与镜板之间的绝缘垫及金属箔相对完好，这也说明，绝缘垫磨损的主要原因是绝缘垫表面存在凹凸区，推力头和镜板之间的松动或联接螺栓的弹性变形，使得润滑油在绝缘板面上的压力脉动，造成汽蚀腐蚀，同时，绝缘垫的原密实质地的表面，对延缓腐蚀也起到一定的阻碍和延缓作用。

将原绝缘垫装回，根据原始记录更换新的金属箔，回装恢复推力及上导轴承。开机试运行，所测得机组振动值恢复正常。整个检修时间持续16个小时，大大缩短了检修工期。

5.结束语

拉西瓦水电站3号机组强励动作分析 篇4

拉西瓦水电站是黄河上游最大的电站, 单机容量700MW水轮发电机组, 电站设计总装机容量4200MW。发电机励磁方式为自并励, 励磁电源取自发电机机端并联的励磁变压器, 调节器采用瑞士ABB UNITROL 5000静止整流励磁系统, 型号为A5S-0/U251-S4500, 双自动通道互为热备冗余, 每一通道含手动控制;正常停机采用逆变灭磁, 转子过压及外部跳闸等非正常运行状态采用可控硅跨接器串联SIC非线性电阻灭磁;跨接器控制逻辑设计具有可恢复性, 避免了不必要的励磁跳机事故。

2 强励动作

2014年10月29日07时29分, 拉西瓦水电站监控上位机报“3号机组励磁系统强励”, 励磁系统本体无任何报警, 故障录波启动。此时, 3号机并网运行, 全厂及单机AGC模式未投, 运行人员对3号机未进行任何调频调压操作。

维护人员查看故障录波发现强励动作持续460ms, 重要参数波形变化如图1:

如图1所示:红色坐标线是强励启动时刻t0, 绿色坐标线是励磁电压励磁电流波形开始变化时刻t1, 约在强励启动前13ms。机端电压波形正常, 相电压有效值变化范围9.240k V-10.810k V;励磁电流在t1时刻开始有交流分量, 最大达到5253.51A;励磁电压在t0后基本都在正半轴, 最大772.34V、最小-312.83V;励磁变低压侧电流波形t1时刻起由水平方波变为类似线电压包络线的波头。强励过程波形几乎没有变化, 直至强励结束, 波形恢复至强励动作前。

维护人员对励磁系统进行了详细检查, 着重检查了直流回路的绝缘及回路上的自动化元件和重要控制板件。检查发现, 灭磁电阻柜内的跨接器触发板上一10Ω的四环电阻鼓包, 有明显龟裂纹, 测量该电阻阻值为11.3Ω, 对比正常电阻阻值为12.4Ω, 虽然阻值变化不大, 但可以肯定其工作性能已经受到严重破坏, 考虑到跨接器触发板的重要, 需更换新的跨接器触发板。

3 原因分析

3.1 跨接器导通原理

如图2所示, F02为跨接器, 由三个可控硅及一个电流传感器组成, 可控硅阳极和门极共阴极, 当门极与阴极之间的压差达到可控硅的触发电压可控硅导通。其中可控硅V1用于转子正向过压保护, 可控硅V2用于外部跳灭磁开关灭磁线圈I灭磁和转子反向过压保护, 可控硅V3用于外部跳灭磁开关线圈II灭磁, T1是霍尔传感器, 当跨接器可控硅导通时, 向调节器发出导通信号, 由调节器进行逻辑处理。

A02为跨接器触发板, 核心部件为折返二极管 (BOD) V1000, 其正向导通电压为2800V, 当有转子过压使其阳极与阴极压差大于等于2800V时导通, 低于2800V时关断, 从而实现对跨接器可控硅V1、V2导通的控制。

3.2 跨接器控制逻辑

当机组运行时出现转子正向 (或反向) 过压, 电压大于2800V时, A02触发V1 (或V2) 导通将非线性电阻R02接入转子回路, 将转子电压限制为非线性电阻两端的电压, 同时, T1检测到电流通过, 若该电流绝对值大于参数中“TRIG I CROWBAR A (跨接器触通电流安培数) ”设定值时, T1发送信号给调节器, 调节器认为跨接器导通。

若是转子正向过压使调节器认为跨接器导通, 调节器会闭锁输出到整流桥的脉冲, 正常情况下, 500ms内, V1由于受到转子瞬时电压变为负值而截至, T1检测不到电流, 调节器恢复向整流桥输出脉冲。若500ms内, 调节器大于1次检测到跨接器导通, 则跳灭磁开关;若跨接器电流大于跨接器触通电流安培数设定值持续周期大于500ms, 调节器发失步信号, 不跳灭磁开关。

若是转子反向过压使调节器认为跨接器导通, 调节器跳灭磁开关。

3.3 强励动作的原因

跨接器触发板上损坏电阻位于与引脚6串联的阻容回路中, 如图2所示, 引脚6通过非线性电阻接在转子负极, 是V1的阴极、V2的阳极, 该电阻的损坏破坏了引脚6过滤过压尖峰及高次谐波的能力。那么:

当一个大于2800V的转子反向过压尖峰到来, 引脚6不能有效过滤, 该电压直接加在BOD上, BOD导通, 使V2的门极引脚2与V2的阴极引脚1之间达到其导通电压 (约5VDC) , V2导通, 转子电压被限制为非线性电阻两端的电压。

拉西瓦水电站非线性电阻R02由两组串联, 每组由6串并联, 每串由16片串联, 那么非线性电阻的伏安特性符合下列公式:

式中:U—单组非线性电阻两端的电压, 即励磁电压的1/2;

I—通过非线性电阻的电流;

Ns—非线性电阻的串联片数, Ns=16;

Np—非线性电阻的串联片数, Np=6;

K、β—非线性电阻伏安特性计算系数, 与非线性电阻型号有关。拉西瓦水电站励磁系统非线性电阻采用的是M&I Materials公司生产的型号为600A/U S16/P Spec 6298非线性电阻, 故K=35、β=0.40。

已知参数“TRIG I CROWBAR A (跨接器触通电流安培数) ”是190A, 根据公式1计算可得此时RO2两端的电压是4461.27V, 远远大于强励过程里反向励磁电压最大值-312.83V。

故T1检测到的电流远远小于跨接器触通电流安培数, 调节器认为跨接器未导通, 励磁系统本体没有任何报警发出。但是由于转子回路接入非线性电阻, 所以直流回路的负载变为电阻较大的阻感负载, 如图1所示, 励磁变压器低压侧相电流波形由大电感时的水平方波变为类似线电压包络线的波头, 同时由于非线性电阻消耗了磁能, 转子磁场能量锐减, 调节器减通过小导通角强励增加以维持机端电压, 如图1所示, 励磁电压波形由正负都有变为基本全部为正。在过压尖峰过去之后, 由于SIC非线性电阻泄漏电流较大及强励后的逆变, 可控硅续流, 直至转子电压变正, 可控硅关断, 励磁系统恢复正常。

4 处理结果

维护人员对新的跨接器触发板进行BOD正向导通电压验证及转子正反向过压试验, 试验合格后, 将新的跨接器触发板安装到位。开机做零起升压试验, 并对励磁电压、励磁电流、励磁变低压侧电流、导通角进行录波, 波形正常, 零起升压试验合格。3号机组并网后励磁系统运行正常。

5 结束语

拉西瓦水电站3号机组强励是由于跨接器触发板上电阻损坏导致跨接器的误导通, 转子回路接入阻性负载, 消耗转子磁场能量, 导致调节器强励。跨接器控制逻辑设计的可恢复性, 使强励过后励磁系统依然能够正常运行, 有效避免了不必要的励磁跳机事故。

参考文献

修建队5号机组大修培训总结 篇5

5号机组大修工作已顺利结束了，修建队承担的大修主要任务有：#5炉 #1 #2角喷燃器及大滑板、挡风门、伸缩节的改造；甲乙送风机的混泥土基础部分；甲乙丙丁磨煤机冷却水、油管的沟道开挖及恢复。#5机前置泵、给水泵、凝结泵、基础改造，2215开关基础改造，#5变压器基础改造及周边治理，#4 炉8磨基础改造。发电机、汽轮机、主变压器、电源盘及步道的喷漆；A列墙装修等；其它大修后的恢复等工作也分别在不同的时间内顺利的完成了，在完成上述大修任务中，我们首先把安全管理放在了首位，以抓安全这条主线带动施工生产任务的完成，虽然以大修的安全生产为主线，但始终没有放弃其他小型作业现场和重点工程的安全管理和培训工作，在完成大修任务的同时，还保证了生活区各住户的供暖、上下水、生活用电等一系列保障生活设施的维护工作，从修建队完成的上述任务来看，在任务艰巨、点多面广、困难大且人员少的情况下，通过全体员工的共同努力顺利的完成了任务，通过本次大修，我们认真总结了在培训工作中取得的成绩和存在的不足，下面就大修中的培训工作进行简要的回顾和总结，以达到总结经验，找出差距，在今后的工作中做的更好：

一、开工前，厂人事培训部门召集各车间培训管理人员说明针对本次大修要强素质、求发展打破工种界限，对检修公司的所有员工进行拔高，满足市场需求培养出一支一专多能队伍

大修工作开始前，队里成立了大修领导小组：组长：吴新建 副组长： 杨志文 陈景文 技术负责人：陈国强 安全负责人：杨云昌 材料负责人：张继忠。首先组织有关人员进行安全培训。针对承担的工作任务性质，编写安全措施、技术措施、危险点分析，组织大修人员学习《安规》、重温自己制定的人身安全责任书，并分别成立了单项工程施工小组，在喷燃器#

1、#2角的施工中，由于工作量比较大，工期相对较长，施工人员也多，根据这一特点，为了满足培训要求培养带摊人才，成立了以芦东海为现场总负责、刘义常、唐树宏各带5人负责喷燃器及大滑板改造、范宏海带5人负责封箱、伸缩节、挡风门的改造施工队伍；所有人员由各个检修班组抽出。由范宏海、杨升君各带两名焊工进行现场培训，芦东海带两名厂内司机进行培训，并制定师徒合同。在大修外的重点工程施工中，监护人员相互协助的施工小组；在发电机、汽轮机、主变压器的喷漆工作中，成立了以崔树合为负责人配备10名临时工进行喷漆技术和安全培训的施工小组。

二、组织领导得力，思想发动扎实，充分发挥骨干队伍的作用。大修开始前，队领导分别召开全队会议、班组长会议、党员会议和队领导会议，还专门召开了参加大修人员的专题会议，讲清楚这次大修不同于以往，为盘电、王滩项目部输送了大批技术骨干。这次大修技术力量减弱很多，所以要打破工种界限从新培养出一支一专多能能打硬仗的队伍。另外对开工作票要加强培养人人都会开。抓好有利时机做好培训工作。通过这次大修培训无论是技术还是人员素质一定要上个新台阶。

三、从小处着手，大处着眼，做过细的工作，创造良好的施工环境 #5机组大修工作一开始，队里根据陡河厂#5机组大修的安全管理规定，制定了相应的措施，大处着眼，制定出了安全生产目标，本次大修中不发生任何人身未遂以上事故，设备上不发生任何设备损坏事故。从小处着手，首先对脚手架的搭设、工具房的摆放，氧气瓶、乙炔瓶的摆放以及气管的走向都确定了位置，做到了既美观实用，还不影响人员通行或防碍施工。

喷燃器大修现场的作业指导书、检修记录安排专人保管和填写。配合大修的工号，A 列墙装修、给水泵改造每天要开四张以上的明火工作票，总共开明火票78张，维护检修需开热力机械二种工作票111张，做到了谁监护谁开票有始有终。宣传栏5期，整个大修工作中道道工序有条不紊，反违章活动已经深入人心，正在每位职工的头脑中发挥着特有的作用。

四、存在的问题：

在这次大修中，从总体上来看，我们培训工作取得了一定的成绩，但是，还有很多不足的地方，比如说现场实际操作比较多，理论讲课针对现场实际情况进行指导3到5次，正规讲课理论考试较少。一般现场评价口头打分。同时安全教育培训做得不到位，致使大修第四天发生了一起人身伤害，说明三不伤害记得不牢，安全意识不彻底，给个人带来极大痛苦，给本队带来极坏的影响，给我厂造成经济损失。在这方面就存在着一定的差距。总之，在本次#5机大修中，虽然成绩是主要的，但不安全的现象也时有发生，虽然没有造成严重的后果，但反映出了我队职工在安全工作中还有差距，还需要不断提高安全意识，我们要在今后的工作中，发扬成绩，纠正不足，针对存在的问题，制定相应的措施，加大宣传、教育、培训、考核力度，保证每一项工作在安全的前提下顺利完成。

3号机组 篇6

2013年8月22日23时48分, 河北国华定洲发电有限责任公司3号机组主再热器所有壁温测点及汽轮机振动、瓦温等TSI参数示值报B或U品质报警, 画面短时无法监视和操作。运行人员检查各分系统运行情况时发现给水主控跳出自动, 自动切至TF方式, 机组AGC退出。

根据故障历史数据记录分析, 由于启动分离器出口焓值故障导致给水主控自动跳出, 焓值计算值故障由T3000服务器运行容器异常所致。使用系统管理工具ft SMC软件检查T3000系统服务器运行情况, 发现3号机DCS系统服务器1号硬盘 (系统启动盘包含Windows的系统启动分区) 相对应的上层服务器硬盘故障, 造成服务器上、下层硬盘完全镜像失败服务器报磁盘冗余失败报警;现场检查服务器各指示灯, 下层服务器1号硬盘指示灯为橙色闪烁 (单份工作状态) , 确认上层服务器1号硬盘故障。

2 处理过程

2013年8月23日22时38分, 办理工作票并制定安全技术措施, 措施为:退出3号机组AGC、退出3号机组协调和给水自动, 保持当前机组负荷, 减少DCS系统OT画面操作。防止服务器同步瞬间导致焓值计算值故障最终跳出给水自动、机组协调和AGC方式。

由西门子工程师对3号机组DCS系统服务器硬盘更换, 更换上层服务器1号硬盘后, 操作系统已经识别硬盘, 在我的电脑管理里面的磁盘管理里面能够找到新硬盘, ft SMC服务器管理软件未识别新硬盘, 不能与下层主硬盘进行同步。

由西门子技术工程师和容错公司 (服务器厂家) 工程师分析诊断系统日志信息后, 经讨论研究决定对上层服务器整体进行更换。

2003年8月26日05时20分, 热控人员办理工作票由西门子厂家工程师对3号机组DCS系统备用服务器 (上层) 进行更换, 更换完成后, CPU、新硬盘均不同步。

经检查新服务器内存条为4条1GB内存, 原服务器为6条1GB内存。将原服务器6条内存安装至新服务器, 新服务器CPU同步正常, 但1号和2号硬盘均无法同步。

西门子厂家工程师对2013年8月22日DCS系统上层服务器1号硬盘故障时系统日志及两次消缺过程的系统日志信息进行分析诊断为:ft SMC服务器管理软件故障导致上层与下层服务器无法进行同步。

经过热控专业及相关技术人员充分讨论后认为, 对ft SMC服务器管理软件相关服务进行重启。

2013年8月28日20时20分, 办理工作票对ft SMC服务器管理软件相关服务进行重启 (包括Stratus ft Server Alarm、Stratus ft Server e Service、Stratus ft Server Inventory、Stratus ft Server Maintenance、Stratus ft Server Policy、Stratus ft Server Ras Stratus ft Server RPC Provider、Stratus ft Server Software、Stratus ft Server SSN、Stratus ft Server Sysmgt Startup) 。

后经验证, 重新启动Stratus ft Server Maintenance (MAD) 服务时, 上层服务器重新启动软件开始检测。除1号硬盘 (系统盘) 不能同步外, 其他硬件 (包括CPU、I/O接口、2号硬盘) 都已同步。同步1号硬盘需要添加硬盘至RDR组, 系统提示有可能需要重启服务, 为了防止此操作导致服务器整体重新启动, 停止操作。

将服务器和硬盘以及备份数据带至西门子公司, 系统恢复成功, 在西门子公司实验室进行添加RDR试验, 试验结果表明无需重启服务器, 故西门子厂家建议将RDR进一步添加完毕, 硬盘即可完成同步工作, 让服务器恢复至冗余。

经过热控专业及相关技术人员充分讨论后认为, 3号机DCS系统服务器1号硬盘手动同步, 并制定以下工作方案及安全技术措施:

退出3号机组AGC。

退出3号机组协调和给水自动, 保持机组当前负荷, 减少DCS系统OT画面操作。

打开ft SMC管理软件, 将3号机DCS系统上层服务器1号硬盘添加至RDR组,

打开ft SMC管理软件检查RDR组状态, 确认3号机DCS系统上层服务器1号硬盘已添加至RDR组。就地上层服务器1号硬盘指示灯由绿色常亮变为绿色闪烁。

7分钟左右, 检查3号机DCS系统上层服务器1号硬盘同步状态, 如图1所示:

硬盘同步至100%, 如下图所示, 服务器恢复至Duplex双份状态, 实现冗余运行。 (同步时间大约1小时20分左右)

就地上层服务器1号硬盘指示灯由绿色闪烁变为绿色常亮;下层服务器1号硬盘指示灯由橙色闪烁变为绿色常亮。

投入3号机组给水自动。

投入3号机组协调。

投入3号机组AGC。

至此, 3号机DCS系统服务器1号硬盘手动同步成功, 服务器上下层实现完全冗余, 下层服务器为主用状态。

3 经验总结

3号机组 篇7

火力发电厂给水系统是最重要的系统之一,给水系统自动调节情况关系到电厂是否能够稳定运行,在机组启停过程中给水系统遇到的特殊缺陷影响着机组的启停进度,操作不当容易造成设备损坏等事故,影响恶劣。笔者以所在单位为例,通过对机组启动过程中给水系统遇到的特殊工况下的并泵操作进行浅析,总结了给水系统事故情况下调节要点等经验供大家借鉴。

1 锅炉三冲量控制原理及调节过程

汽包水位三冲量控制是指汽包水位、蒸汽流量和给水流量3个信号分别作用于调节器上,即3个被控变量对应1个调节器。汽包水位作为主信号,水位变化时,调节器输出发生变化,继而改变给水流量,使水位恢复到给定值;蒸汽流量作为前馈信号,防止“虚假水位”使调节器产生错误的动作;给水流量作为反馈信号,使调节器在水位还未变化时就可根据前馈信号消除内扰,使调节过程稳定,起到稳定给水流量的作用。

冲量控制系统是一个带有前馈信号的串级控制系统,液位控制器与流量控制器构成串级控制系统。汽包液位是主变量,给水流量是副变量。副变量的引入能够消除系统对给水压力的波动。蒸汽流量的波动是引起汽包液位变化的因素,蒸汽流量变化时,通过引入流量控制器,使给水流量作相应的变化,把蒸汽流量信号作为前馈信号引入控制的。根据串级控制系统选择主、副控制器的正、反作用的原则,水位控制器为反作用,流量控制器为正作用,调节器为气关阀。当水位由于扰动而升高时,因水位控制器反作用,它的输出下降,进入加法器后,使流量控制器给定值减小而输出增加,调节阀的开度减小,给水流量减小,水位下降,保持在设定值上;当蒸汽流量增加时,流量控制器给定值增加而输出减小,调节阀的开度增加,给水流量增加,保持水蒸汽平衡;副回路克服给水自身的扰动,要进一步地稳定水位的自动控制;给水流量增加,流量控制器输出增加,调节阀的开度减小,给水量减小,从而保持水蒸汽平衡。

2 3C电泵出口主阀故障,并入汽泵前工况

台山电厂3号机组为600 MW亚临界控制循环汽包炉,给水系统配备2台50%机组额定容量汽动给水泵(简称汽泵)和1台30%机组额定容量电动给水泵(简称电泵),正常时启动2台汽泵即能满足机组带额定负荷连续运行的需求。汽泵CCS设置最低转速为3 100 r/min,额定转速5 545～5 933 r/min,电泵调速范围为1 300～5 194 r/min,额定电流681 A。炉前布置3台低压头炉水循环泵。2013年2月25日,3号机组检修后启动,进行3C电泵出口主副阀切换时,机组负荷为120 MW,3C电泵出口主阀不能打开,设备检修人员紧急处理4 h后仍无法打开,就地无法手动摇开。3C电泵出口副阀已经接近全开,电泵再循环门全关,电泵勺管开度75%,已经无法继续加负荷。为防止机组长期处在超低负荷下运行,需要在此负荷下将汽泵并入给水系统。由于是首次在极低负荷下并入汽泵,运行人员在操作前进行了各种风险评估,决定在汽泵MEH控制方式下将汽泵并入系统,汽泵并入后立即进行加燃料操作,以增加汽包压力,同时继续加负荷,实现给水量和蒸发量的平衡。

具体工况如下:机组负荷120 MW,等离子模式。汽包压力8.9 MPa,3E、3F制粉系统运行,总煤量86 t/h,给水量590 t/h,主蒸汽流量640 t/h,电泵运行,副阀供水,副阀开度83%,3C电泵勺管开度75%,3A汽泵MEH控制,转速2 900 r/min。3 C炉水泵故障,3A、3B 2台炉水泵运行。汽包两侧水位偏差大,最高两点偏差达180 mm(B侧水位高于A侧)。

3 3C电泵出口主阀故障并入汽泵主要操作及要点

(1)首先保证机组燃烧和主汽压力稳定,适当降低汽包水位,将水位控制在-70 mm左右,防止3A汽泵突然出水造成汽包满水,同时注意汽包两侧水位偏差,不能使汽包A侧水位过低而影响3A炉水泵的安全运行。(2)将3A汽泵由转速2 900 r/min缓慢降低至2 700 r/min,观察3A汽泵出口压力降低至8.0 MPa,比汽包压力低1.0 MPa左右,具备开启3A汽泵出口门的条件。(3)开启3A汽泵出口门,在MEH方式以50 r/min的升速率缓慢增加3A汽泵转速。当3A汽泵出口压力达到汽包压力时,放缓升速率。(4)密切关注给水总流量的变化,当3A汽泵开始出水时,适当降低电泵勺管转速,同时开启电泵再循环,防止电泵被汽泵出力压住突然不出水。(5)增加锅炉燃料量,增加汽包压力,将总煤量由86 t/h逐渐加至100 t/h,3A汽泵转速到3 100 r/min(CCS方式下的最低转速)时,其出口压力一般在10 MPa左右。需缓慢将汽包压力提升至10 MPa以上。(6)当3A汽泵转速到3 100 r/min后,将汽泵由MEH方式切换到CCS方式,在CCS方式增加汽泵转速。同时进行加燃料操作,逐渐将负荷增加至180 MW。(7)在增加汽泵转速时缓慢减少电泵转速,同时全开电泵再循环门,逐渐减少电泵出力。(8)对电泵加减勺管时注意减温水流量的变化。在3A汽泵切换到CCS方式后将增压级出口电动门打开,由汽泵供减温水。

4 操作经验总结

从此次并泵操作来看,电泵副阀全开出力极限在140 MW负荷左右,而单台汽泵供水在CCS最低转速下应该在160 MW左右。因此,首先需要汽泵在MEH方式少量出水,将负荷顶至160 MW左右。在极低负荷下并入汽泵,最主要的是防止汽泵突然出力过大造成汽包满水,在并泵前将汽包水位适当降低,同时在汽泵并入后立即增加燃料量,以增加汽包压力和蒸汽流量。由于汽泵在MEH方式下调节缓慢,需要提前对水位进行干预,水位调节需要两人同时进行,一人对汽泵在MEH方式下进行转速目标值设定,一人用脉冲减少电泵勺管转速,同时开启电泵再循环调门,整个过程需密切关注蒸汽流量、给水流量以及汽包水位,以三冲量平衡作为调节目标。值得一提的是,由于3C炉水循环泵故障,3A、3B 2台炉水循环泵运行,汽包两侧水位偏差很大,最高两点偏差达180 mm。此时进行并泵操作更要关注汽包水位较低时两侧水位偏差,不能使汽包A侧水位过低而影响3A炉水泵的安全运行。

特殊工况下的给水系统调节具有一定的难度,比如给水RB、事故处理以及燃烧剧烈波动等,对于汽包炉而言,汽包水位都有高、低限值导致机组MFT,因此汽包水位被作用为目标值,在给水自动调节过调的时候一定要按照机组特性和经验进行手动干预,要克服人(心理素质差、思维混乱、目标性不强等)、机(调试不合格、历史遗留问题等)、法(给水调节技术欠缺、培训不到位、判断失误等)、料(设备缺陷、检修质量下降、机组可靠性下降等)、环(恶劣天气、不当指挥等)的影响,调节过程要注意汽包虚假水位、汽泵再循环调门突开、电泵前置泵过流、汽泵前置泵气蚀以及汽泵高调门开启参与调节等异常情况,要做到风险前移,提前做好预控以及异常事故预想。经验告诉我们,给水系统事故处理一般只有2～3 min的时间,此时最能考验运行人员技能水平、心理素质以及设备自动调节的情况,在处理事故过程中不要盲目地追求不停机,要坚持“宁停勿损”的原则。总之,给水系统的调节是精益调节的过程,是运行人员必备的综合技能。

5 结语

此次并泵操作是首次在极低负荷下用MEH方式将汽泵并入系统,克服了汽包两侧水位偏差大的缺陷。并泵过程中的一些经验和数据可以为以后类似的操作提供参考。

参考文献

某电厂1号机组振动故障诊断与处理 篇8

1 振动测试

1号机组轴系如图1所示,主要由高中压转子、低压转子、发电机转子、励磁机转子、7个径向轴承等部分组成。其中1号、2号、7号轴承的上下瓦均为可倾瓦,3号轴承的上瓦为圆柱瓦、下瓦为可倾瓦,4号、号、6号轴承为椭圆瓦,高中压转子与低压转子为双支撑结构,发电机与励磁机转子为三支撑结构。

在机组运行期间, 针对5号轴承瓦振故障分别进行运行参数调整、降负荷振动测试、发电机底脚差别振动测试等试验,具体结果如下:

(1) 主机润滑油温升试验。油温升高后,润滑油的黏度降低, 轴颈与轴承之间的油膜厚度减薄, 轴颈下沉,偏心率增加,转子的运行稳定性提高。油温从38℃升高至44℃,振动趋势无变化。

(2) 发电机氢温调整试验。发电机转子由定子内部的氢气冷却,若氢温分布不均匀,发电机转子热应力增加并产生热弯曲变形。调整氢温至42℃且定子四角氢温偏差≤1℃,振动趋势无变化。

(3) 利用机组的调停机会测量降负荷期间振动的变化趋势。4号轴承相对轴振增加10μm,5号轴承相对轴振波动区间为5μm,就地测量发电机两侧端盖水平方向振动波动区间为5~7μm。在机组解列惰走过程中,转速降至发电机二阶临界转速区域时,测量5号轴承处端盖垂直方向振动81μm, 汽端电侧底脚垂直方向振动33μm。上述过程未见异常。

(4) 机组负荷210 MW时, 测量轴系各轴承处对轴振的振动幅值、相位见表1。其中5号轴承相对轴振工频分量大幅增加(2011年检修后5号轴承相对轴振工频分量仅为21μm)。

使用便携式测振仪测量发电机底脚、台板、基础的差别振动, 其中发电机5号轴承电侧底脚测点分布如图2所示,各测点位于各相邻支撑筋的中线处。5号轴承电侧底脚、台板、基础处差别振动超过12μm,具体数据如表2所示,其余底脚差别振动情况良好。

μm

2 振动机理分析

在线性系统中,部件呈现的振幅与激振力成正比,与支撑动刚度成反比,可以用式(1)表示[1]:

式中: A为振幅;p为激振力;kd为部件动刚度;kc为部件静刚度。动态放大系数为:

式中: μ为动态放大系数;ω为激振力频率;ωn为系统自振频率;ε为阻尼系数。当ω = ωn时,若忽略系统阻尼,则μ趋近于无穷大,即使静刚度kc很大,动刚度kd趋近于零,振幅A会急剧放大。

汽轮机、发电机转子旋转时,润滑油具有黏性,将跟随转子进入楔形间隙, 受到压缩后形成高压油膜并托起转子。此时转子的振动形式表现为围绕平衡位置进行圆周方向的涡动, 转子的相对轴振通过高压油膜向轴承的支撑系统传递激振力。转子在位移量较小的情况下,其相对轴振与瓦振的幅值、激振力、动刚度的关系可以近似地应用式(1)。影响轴承支撑系统动刚度的主要因素有共振、结构刚度、连接刚度等。受限于运行现场的条件,部件几十吨、上百吨,要改变固有频率来避开共振状态、大幅提高结构刚度几乎不可能。但通过测量相邻部件的差别振动可以简单直接地反应各部件的连接刚度。在现场实际消振过程中,主要从消除差别振动、提高连接刚度入手解决轴承支撑的系统动刚度问题。

机组负荷210 MW时,5号轴承相对轴振工频幅值大幅增加, 发电机5号轴承电侧底脚差别振动超过12μm。发电机定子两端5号、6号轴承为端盖式轴承,定子依靠自身的重力座落在台板上。机组长时间运行后,定子的基础不均匀沉降,底脚与台板均产生塑性变形,底脚支撑筋负载发生变化,发电机底脚与台板之间接触情况变差,导致轴承支撑系统连接刚度降低。由式(1)可知 ,5号轴承支 撑系统激振 力增加、连 接刚度降低,其瓦振幅值不断爬升。

3 消振措施

3.1 提高连接刚度

(1) 发电机底脚支撑筋着色探伤,未发现裂纹。

(2) 检查发电机底脚与台板的接触情况。抽出发电机底脚的全部垫片,用塞尺测量底脚与台板间隙。发电机5号轴承处底脚与台板产生内张口0.20~0.2mm,张口长度约1.5 m,如图3所示 ,在底脚与台 板楔形间隙处放置偏置垫片消除内张口。

(3) 发电机底载试验。按照上海电机厂的要求在发电机底脚与台板之间放置阶梯型垫片调整底脚支撑筋的载荷, 调整后定子各底脚第一根支撑筋负载约占总负载的60%。

(4) 检查5号、6号轴承底 部垫块的绝 缘承压板打磨垫块与瓦枕的接触面 (确保均匀接触且接触面积≥75%)。

3.2 降低激振力

(1) 调整励磁机7号轴承的摆度, 减少发电机转子外伸端不平衡质量对振动的影响。汽轮机盘车停役后,励磁机转子长时间静置,在其自身重力作用下产生挠曲变形。若转子在弹性变形状态下调整摆度,测量的摆度数值会持续发生变化。正确的做法是,先投运盘车2 h, 待励磁机 转子静挠曲变 形恢复后 再测量摆 度数值。调整摆度时,应保持发电机转子与励磁机转子自然同心。在7瓦近发电机侧,选取光滑的轴颈使用行车龙门架、专有滚柱托架支撑,严禁使用千斤顶、临时垫块支撑。由于励磁机联轴器端面瓢偏,加偏置垫片后调整摆度至0.02 mm。

(2) 进行动平衡试验, 在励磁机整流盘处加装平衡块,减少发电机转子外伸端圆周方向的不平衡质量。

3.3 检查定子滑销系统

滑销系统卡涩会阻碍定子沿纵向、横向自由收缩与膨胀。此时定子会产生弹性变形,其内部密封瓦、油档梳齿等部件将与与转子碰磨。检查过程中发现电侧横销卡涩,拆出横销后打磨其两侧接触面,调整配合间隙至0.10 mm。

4 消振效果

2013年12月机组修 后首次启 动 , 在定速3000r/min时,6号轴承相对振动为110μm,测量6号轴承瓦振 (垂直方向振动幅值34μm、水平方向振动幅值49μm)。降速期间,过励磁机临界转速2460 r/min时,6号轴承相对 轴振最大 为213μm,7号轴承相对 轴振最大为220μm,表明励磁机转子存在明显的质量不平衡。经过计算,在励磁机整流盘处逆键相145°处加重253 g。加重后再次启动,机组带负荷后,测量5号轴承端盖处瓦振 (垂直方向幅值9μm、水平方向幅值15μm),6号轴承端盖处瓦振(垂直方向幅值19μm、水平方向幅值37μm)。再次降 速至励磁 机临界转 速2460 r/min时 ,6号轴承处 相对轴振为107μm,7号轴承相对轴振为102μm。励磁机转子动平衡后,机组振动情况良好,5号轴承瓦振故障彻底消除。

5 消振后机组运行振动变化情况

5.1 振动情况

2014年1月至5月,4号轴承瓦振开始持续爬升就地测量轴承盖处振动(垂直方向幅值90μm、轴向幅值110μm)。低压缸两侧的轴承座位于外缸的排汽椎板上,这种结构与落地式轴承相比,支撑刚度较差。由式(1)可知,在较小的激振力作用下,4号轴承的支撑系统将产生较大的振动。

2014年5月27日 ,7号轴承处 相对轴振由40.μm跃至71.8μm, 工频振动 相位由46°改变为348°, 表明励磁 机转子圆 周方向不 平衡质量发 生改变。2014年6月机组调停,在惰走降速期间,过励磁机临界转速时,7号轴承相对轴振超过500μm。

5.2 处理方法

2014年6月机组调 停期间 ,对发电机 、励磁机联轴器螺栓着色探伤, 同时调整7号轴承处摆度至0.0mm。调停后首次冲转,转速至2157 r/min时,7号轴承处绝对振动、相对振动均超过254μm,机组跳闸;将号轴承、7号轴承处振动保护跳闸值更改为320μm进行第2次冲转,转速升高至2235 r/min时跳闸;提高冲转升速率,进行第3次冲转,转速至2250 r/min时跳闸,仍冲不过励磁机临界转速。由于后2次的冲转都过了发电机二阶临界转速,可以进行初步加重,压低过发电机二阶临界转速时转子的振动幅值。经过计算,取下励磁机整流盘处逆键相145°、重量253 g配重块,进行第4次冲转, 转速顺利升至3000 r/min,6号轴承、号轴承相对轴振分别为58μm、19μm, 振动情况良好。为减少4号轴承支撑系统的激振力,经过计算,在低压转子两端反相加重,3号轴承处逆键相227°处加重270 g,4号轴承处逆键相47°处加重270 g。加重后冲转至3000 r/min定速,就地测量4号轴承瓦振(水平方向、轴向幅值均降至50μm),振动幅值仍偏大。

2014年10月机组调停, 为进一步降低4号轴承瓦振,再次对低压转子进行动平衡试验测试。3号轴承处逆键相310°处加重400 g,4号轴承处 逆键相130°处加重400 g。机组加重后启动,4号轴承相对轴振由加重前80μm降至20μm, 测量4号轴承瓦振(水平方向、轴向幅值均降至10μm),彻底解决了4号轴承瓦振问题。

6 结束语

处理汽轮机强迫振动故障时, 应紧紧围绕振动幅值、激振力、支撑系统动刚度三者之间的关系开展消振工作,采取相应的措施降低激振力、提高连接刚度。在发电机底脚与台板之间增加偏执垫片消除内张口,通过发电机底载试验合理分配底脚支撑筋的负载, 可以提高发电机两端轴承支撑系统的连接刚度。对机组轴系进行精细动平衡试验, 可减少转子圆周方向不平衡质量,降低激振力。

参考文献

3号机组 篇9

近段时间, 台山电厂5号机组EH油压在负荷稳定的情况下发生波动, 油压最大波动达0.8 MPa左右。我们知道, EH油压波动的危害很多, 比如油压不稳定造成大、小机调门调节异常而引起事故;油压波动大造成EH油管路振动大而破裂漏油机组被迫停机等等。造成EH油压波动的因素很多, 比如小机高、低压调门故障而调节不稳;主机高压调门故障而调节不稳和EH油供油装置故障等等。本文将逐步对这些因素进行相应的分析和讨论, 最终找出造成台山电厂5号机组EH油压波动的原因。

1 小机高、低压调门故障导致EH油压波动

小机的高、低调门的供油是来自主机EH系统, 它们调节故障会导致EH油系统产生波动的结果是毋庸置疑的。因此查找EH油压波动原因也需要对它们进行分析。机组正常运行中, 小机的高压调门一般不需要开启, 因此高压调门故障因素可以完全排除, 就要看2台小机低压调门有没有发生波动。图1是负荷稳定时EH油压发生波动期间2台小机低压调门开度曲线。

从图1曲线来看, 在EH油压波动时2台小机低压调门并没有发生波动, 因此, 小机高、低压调门波动造成EH油压发生波动的因素可以完全排除。

2 主机高压调门故障导致EH油压波动

我们知道, 在引进型600 MW汽轮机液压控制系统中, 按执行机构的控制对象可分为高压主汽阀执行机构 (共2套) ;压调节汽阀执行机构 (共4套) ;中压调节汽阀执行机构 (共4套) 以及中压主汽阀执行机构 (共2套) 。除中压主汽阀执行机构为开关型执行机构外, 其余均为伺服 (控制型) 执行机构。在机组运行中, 高压主汽门、中压主汽门和中压调门位置都固定在全开位, 因此它们不会造成EH油压波动。而高压调门是根据机组负荷和压力不断进行调节, 它的波动就会造成EH油压波动。

先了解高压调门的执行机构。高压调门的执行机构可以将高压调门控制在任意的中间位置上, 成比例地调节进汽量以适应需要。高压调门的执行机构是安装在蒸汽阀的操纵座上, 油动机活塞杆经连杆与高压调节汽阀相连, 在活塞向上移动时是打开阀门。高压调节阀的执行机构的主要部件有截止阀、滤网、伺服阀、位移传感器 (LVDT) 、快速卸荷阀和逆止阀。

在执行机构的集成块上各有一个卸荷阀, 在汽轮机发生故障需要迅速停机时, 安全系统便动作使危急遮断油失去, 并将快速卸荷阀打开, 迅速泄去油动机活塞下腔中压力油, 在弹簧力作用下迅速地关闭相应的阀门。

从对高压调门的执行机构的了解, 我们可知高压调门的调节是一个复杂而又精密的过程, 稍微哪一部件的缺陷都可能会造成EH油压异常波动, 现逐一对可能造成EH油压波动的部件进行相应分析。

首先分析快速卸荷阀这个部件, 这个部件工作时卸油通道一边是EH供油压力;另一边便是遮断油压力和一个弹簧压力共同顶住一个活塞保证卸油通道不会畅通, 如果是其弹簧稍有老化导致活塞封闭卸油通道不够严密而致使EH油压部分卸走的话, 那EH油压就会降低一些, 而不会产生周期性波动, 因此, 可以排除该部件的问题。

其后考虑伺服阀, 因为伺服阀里面是通过错油口来接通EH油管路、有压力回油管路和去调门油缸的油路, 正常在需要开调门时是压力油和去调门油缸的油路接通, 需关调门时是去调门油缸的油路和有压回油管路接通, 而调门不动保持稳定时阀芯则堵住压力油路和油压回油管路。假定该精密部件的错油口阀芯出现异常, 导致EH供油和有压力回油管路产生了一个很微小的通路, 那么从伺服阀的结构来看, EH油必然也与去调门油缸的油路接通, 那么极容易导致调门摆动, 负荷波动, 而从实际来看调门开度并没有摆动。由此, 可以排除是伺服阀的问题。图2可以反映这一推断合理。因为从图2中我们可以清楚地看到, 在1号、2号和4号高压调门全开情况下, 3号高调门稳定在12.2%开度时, EH油压仍然呈周期性波动。

最后来考虑位移传感器 (LVDT) , 每个高压调门都有2个位移传感器, 如果任何一个位移传感器出现故障, 也将会导致调门摆动和负荷波动, 但实际上高压调门并没有发生摆动, 图2可以继续作为判断的依据。

因此, 主机高压调门波动造成EH油压发生波动的因素也可以基本排除。

3 EH油供油装置故障导致EH油压波动

首先, 我们先来了解一下EH油供油装置。EH供油装置的主要功能是提供控制部分所需要的液压油及压力, 同时保持液压油的正常理化特性和运行特性。它由油箱、油泵、控制块、滤油器、磁性过滤器、溢流阀、蓄能器、冷油器组成。

其工作原理为EH油由交流马达驱动高压柱塞泵 (即EH油泵) 经过其进口滤网, 将油箱中的抗燃油吸入, 从油泵出口的油经过压力滤油器通过单向阀流入和高压蓄能器联接的高压油母管将高压抗燃油送到各执行机构和危急遮断系统。油泵启动后, 油泵以全流量约85 L/min向系统供油, 同时也给蓄能器充油, 当油压到达系统的整定压力14.5 MPa时, 高压油推动恒压泵上的控制阀, 控制阀操作泵的变量机构, 使泵的输出流量减少, 当泵的输出流量和系统用油流量相等时, 泵的变量机构维持在某一位置, 当系统需要增加或减少用油量时, 泵会自动改变输出流量, 维护系统油压在14.5 MPa。当系统瞬间用油量很大时, 蓄能器将参与供油。

从以往事件来看, 供油装置故障造成EH油压波动现象的薄弱环节应该在EH油泵这点上, 而EH油泵故障会造成EH油压波动的异常主要是由于泵的调节装置动作不灵活产生的。调节装置分为调节阀和推动机构2部分。调节阀装在泵的上部, 感受泵出口压力变化并转化成推动机构的推力, 其上的调整螺钉用于设定系统压力。当调节阀阀芯出现卡涩或摩擦阻力增大时, 不能及时将泵出口压力信号转换成推动机构的推力, 造成泵流量调整滞后于压力变化, 使泵输出压力波动。

推动机构在泵体内部, 活塞产生的推动力克服弹簧力来决定泵斜盘倾角。当推动活塞发生卡涩或摩擦力增大时, 调节阀输出的压力信号变化不能及时转化成斜盘倾角 (即泵输出流量) 变化, 使泵的输出压力发生波动。

因此我们需要了解造成EH油波动的原因是否是由于EH油泵的调节装置故障所引起的。为此我们专门观察了2台EH油泵切换前后EH油压波动情况, 从观察结果来看, 发生EH油波动的时间都是在5号机B侧EH油泵运行期间。图3是5号机EH油泵切换前后的油压波动情况。

从图3中我们可以看到在机组稳定工况下5号机A侧EH油泵运行时EH油压不波动, 而切换至5号机B侧EH油泵运行时EH油压开始发生一段频繁波动。因此我们可以断定造成5号机EH油压发生波动的原因应该是由于5号机B侧EH油泵引起, 而造成问题的关键就是5号机B侧EH油泵的调节装置出现故障。

4 结语

通过对造成EH油压波动的因素逐一进行排查分析, 我们发现造成台山电厂5号机EH油压发生波动的最终原因是由5号机组B侧EH油泵的调节装置故障所导致的。

摘要：介绍了机组正常运行中影响EH油压的各种相关因素, 并针对EH油压影响的因素进行了逐个分析排查, 最终找到了造成台山电厂5号机组EH油压波动的原因。

3号机组 篇10

关键词：旁路控制系统,改造,DEH-V

0 引言

北仑电厂1号机组汽轮机为日本东芝公司设计制造的600MW TC4F-42型单轴、四缸四排汽、亚临界、一次中间再热、冲动、双背压凝汽式汽轮机。原设计的高压旁路系统由瑞士SULZER公司设计制造, 其容量为50%BMCR, 使用AV6控制系统和电液执行机构;低压旁路系统由东芝公司设计制造, 使用DEH控制系统和电液执行机构。旁路系统与主机DEH系统使用同一油源。旁路系统包括1个高旁压力控制阀, 1个高旁温度调节阀, 1个高旁喷水隔离阀, 2个低旁压力控制阀和2个低旁温度调节阀。高旁系统的控制部分由1个控制柜及安装在操作台上的控制面板组成, 低旁控制部分则位于DEH控制柜内。

由于原旁路控制系统已运行近20年, 其电子元件老化严重且备品缺失, AV6旁路控制系统无历史数据采集, 系统故障原因查找困难, 基于以上原因, 北仑电厂在1号机组大修过程中对其旁路控制系统进行了改造。

1 旁路系统改造概况

(1) 选用新华XDPS平台的DEH-V系统对东芝公司的低旁和苏尔寿公司的高旁控制系统进行改造。 (2) 原旁路操作、监视盘、控制柜取消, 对高旁阀油动机、高旁减温水调节阀油动机、高旁减温水隔离阀油动机进行重新设计更换, 同时对高旁系统EHC油管路进行改造。原低旁系统的现场快关电磁阀、试验电磁阀、伺服阀、测量阀位的LVDT等保持原状。 (3) 新增1台DEH、BPC操作员站, 同时修改原DEH操作员站配置, 使该操作员站也具有BPC操作和监视功能, 方便1号机组启停时的操作。 (4) 将旁路控制纳入DEH系统, 增加一对DPU, 执行主汽压力、高旁阀后温度、热再压力、低旁阀后温度控制任务, 并增加相应硬件设备。 (5) 原辅助旁路控制系统已隔离不用, 其与高旁控制布置于AV6控制柜内, 此次将其电缆改接至电子室夹层新增的中间接线箱内。 (6) 新控制系统实现DPU、通讯、电源冗余功能。

2 旁路系统简介

高低压旁路系统是专门为汽轮机设置的一条旁路通道[1]。机组正常运行时, 汽轮机高压缸排汽进入再热器, 使其得到充分冷却。但在机组启动阶段, 汽轮机冲转前或机组甩负荷时, 高压缸无排汽或排汽不足, 导致再热器有超温烧坏的危险, 通过旁路系统, 使蒸汽经由旁路流入凝汽器, 以保护再热器。

机组采用滑参数启动方式, 在不同阶段, 对蒸汽参数有不同要求, 通过旁路系统可改善启动条件, 尤其在热态启动时, 可快速提高新蒸汽和再热蒸汽温度, 缩短启动时间。当发电机突然解负荷或解列只带厂用负荷时, 或当汽机停运时, 旁路系统快速打开, 使锅炉逐渐调整负荷, 并保持最低负荷下稳定燃烧, 同时在故障消除后, 迅速恢复发电, 减少停机时间, 以利系统稳定[2]。

在机组启停过程中, 锅炉的蒸汽量大于汽轮机汽耗量, 在负荷突降或甩负荷时, 多余的蒸汽可通过旁路进行回收, 达到回收工质和热量的目的。

3 旁路系统控制

北仑电厂1号机组高低压旁路的总体控制设计如图1所示。

3.1 高压旁路控制

高旁系统运行方式可分为3种, 即启动方式、定压方式和滑压方式, 其逻辑关系如图2所示。

高压旁路控制系统包括压力定值设定、压力调节和温度调节3部分。由图3可知, 压力定值设定PRL是一个带输出限制器的反馈积分器, 通过积分器内部反馈和输入放大器, 产生一定斜率的斜坡信号, 最大和最小压力给定值可调, 升压率也可设定。当主蒸汽压力的升压率小于设定升压率时, 输出将无延时跟随输入, 当主蒸汽升压率大于设定升压率时, 输出跟随设定升压率, 因此压力定值设定具有限制主蒸汽压力升压率的作用。

在启动方式下, 高旁阀M/A控制器输出最小开度Ymin, 原设计为20%, 改造后将其放在运行操作画面上, 允许手动调整, 同样, 最大开度Ymax, 原设计为70%, 也可手动调整。旁路启动过程为:高旁阀最小开度Ymin→高旁阀最小压力Pmin→高旁阀最大开度Ymax→通过PID调节器维持旁路阀最大开度Ymax, 升压至机组冲转压力。高旁压力设定值受到变化速率限制, 根据设计, 限制值来自锅炉最厚壁压力容器——汽包的压力, 对应关系为:汽包压力MPa/变化速率MPa/min (0/0.102, 6.2/0.457, 9.4/0.672, 13.8/0.887) 。高旁压力设定值高限为17.4 MPa。

定压方式:当主蒸汽压力升至冲转压力时, 旁路控制自动转为定压方式, 此时压力保持一定, 保证汽机启动的主蒸汽压力, 实现定压启动。压力设定值可在操作台上稍许增减。

滑压方式:汽机在冲转、暖机、升速并网带负荷后, 高旁阀开始逐渐关小, 直至关闭, 旁路控制自动转为滑压方式, 压力设定值自动跟踪主蒸汽压力实际值, 即P定值=P主+△P, 旁路保持关闭状态。

高旁温度调节回路的功能是保证高旁阀后温度小于等于设定值, 设定值可在操作台上设定。温度调节主要受温差和高旁流量2个因素控制。

高旁的温度调节程序设计如图4所示, 高旁阀后温度采用高旁流量和高旁入口温度作为高旁温度前馈热量信号, 并采用变PI的控制策略, 即当温度偏差大于20时PI加速。高旁阀后温度超限则高旁阀全关并闭锁全开信号。通过本次改造, 高旁阀后温度比改造前有极大的改善。

高旁阀控制有自动、手动和跟踪3种状态, 若高旁减温水隔离阀在开启指令发出20 s内未开启, 则认为高旁减温水隔离阀开启故障, 将高旁阀的输出指令限制到0。

高旁减温水隔离阀控制为开关型, 当出现高旁快关信号或高旁阀开度指令小于2%时, 自动关闭高旁减温水隔离阀, 否则自动开启高旁减温水隔离阀。

3.2 低压旁路控制

低压旁路控制系统由再热器出口压力调节回路和喷水减温调节回路组成。由图5可知, 低旁压力设定值由高压缸调节级压力产生。在启动和低负荷阶段为定压方式, Pmin由运行人员设定, 以保证一定蒸汽流量通过再热器, 在额定负荷约30%以上时, 再热器出口压力与负荷基本成正比, 此阶段中低压缸运行在滑压方式, 压力定值为KP调节级+△P, 最大值Pmax和压力阀限P可设定。

低旁阀A和B的M/A控制器都不在自动状态时, 低旁压力设定值跟踪实际热再压力。压力设定值BIAS (运行手动调整值) 跟踪低旁压力设定值与实际热再压力的偏差, 在投入低旁阀M/A控制器时自动实现无扰切换。

低旁阀控制也有自动、手动和跟踪3种状态。跟踪条件为低旁快关信号, M/A控制器跟踪软件输出的最后指令。手动条件为触发以下条件之一:低旁快关信号、热再压力故障、M/A控制器不在自动状态的脉冲。自动条件为触发以下条件之一:运行操作、低旁快开信号。

低旁喷水减温阀为开关型, 低旁开启前须全开对应低旁喷水减温阀。低旁投运过程为:低旁开启需求→喷水阀全开, 阀后压力满足→低旁开度指令正常输出。当低旁快开信号、低旁最末级前开度指令大于1%、低旁开度大于3%, 任一出现则对应低旁喷水减温阀开启, 反之则关闭。

4 结语

在本次旁路系统改造前, 高旁阀后温度偏高, 高旁电动隔离阀及暖管阀打开时, 阀后温度最高可达近340℃, 经过改造后高旁阀后温度为250℃。机组甩50%负荷时, 阀后温度先降后升, 下降最低至180℃;机组甩100%负荷时, 阀后温度先升后降, 上升最高至310℃, 2次均呈收敛正弦波状, 高旁能够可靠热备用。

北仑电厂1号机组的旁路系统改造是针对苏尔寿旁路系统的改造, 这为国内同类设备改造提供了依据, 具有较强的借鉴作用。通过本次改造, 提高了系统设备的健康水平, 为机组的长周期安全稳定运行打下扎实的基础, 备品数量和价格也大大降低, 有效降低了发电企业的运营成本。

参考文献

[1]郑伟.300MW直流炉机组高低压旁路控制系统优化和改进[J].电力建设, 2012, 33 (6)