汽轮机故障课件.ppt
汽轮机发生振动的原因1。机组在运行中中心不正 1）汽轮机启动时，暖机时间不够，升速或加负荷太快。引起汽缸受热膨胀不均，或 滑销系统卡涩，汽缸不能自由膨胀，均会使汽缸相对转子发生歪斜，机组产生不 正常位移，造成振动。2）运行中若真空下降，使排气温度升高，后轴承上抬，中心破坏，引起振动。3）靠背轮安装不正确，中心未找准，运行时产生振动，且其值随负荷增加而增加。4）运行温度超标，胀差和汽缸变形增加，如高压轴封上抬等。会引起机组中心移 动超限，造成振动。2。转子质量不平衡 1）运行中叶片折断，脱落或不均匀磨损，腐蚀，结垢造成转子质量不平衡。2）转子弹性弯曲而引起振动。此振动显著表现为轴向振动，当通过临界转速时。轴 向振幅增加尤为显著。3）轴承油膜不稳或破坏引起振动。4）机内发生磨擦而引起振动。如 静叶和动叶相擦。通流部分轴向间隙不够或安装不当。隔板弯曲，叶片变形。推力轴承工作不正常或安装不当。轴颈或轴承乌金侧向间隙太小等。5）水击引起振动。水击造成转子轴向推力增大，产生很大的不平衡扭力，引起转子剧烈振动。甚至 烧毁推力瓦。,汽轮机振动事故实例1安装过程中轴系不平衡引起振动 某电厂2号机于1992年7月2日首次冲转，其间5，6，8，10，11号轴承轴振均超过跳闸值（254m)轴承号 转速（r/min)振幅（m)轴承号 转速（r/min)振幅（m)5 2560 290 8 2760 280 6 2650 280 10 1840 450 7 2679 140 11 1920 280 达到额定转速后，8号轴振240m，11号轴振280m，接近或超过跳闸值。为了消除振动，安装公司停机进行了40余天找正，重新启动，振动仍然很大。为此在汽轮机低压转子，发电机转子上先后配重8次，进行动平衡试验，历时半个月，终于消除了振动。冲转升速时，各轴振都小于跳闸值。额定转速下，除10号瓦振稍偏大（90m)外，其余各轴振均达良好标准（76m),汽轮机振动事故实例2热膨胀不均引起振动1988年11月，某电厂1号机调试过程中，冲转到2040r/min中速暖机时，发电机10号瓦振动逐渐增大，最终达到跳闸值而保护动作。就地检查发现其振动确实大。检查原因时发现发电机两侧壳体温度明显不同，原来是发电机氢冷器一侧因阀门指示状态错误，而导致冷却水未送。恢复该侧冷却水后，机组复闸冲转，10号瓦振动仍然太大而跳闸。经几小时盘车，待发电机两侧壳体温度相同后，在启动冲转，10号瓦振动正常。此次振动事故是因发电机热膨胀不均造成的。,汽轮机振动事故实例3转子热弯曲引起的振动1991年6月，某电厂1号机检修后启动，发现机组盘车运行中脱开，查曲线纪录，估计脱开时间约4小时。立刻重新投入盘车，2小时后偏心指示105m，3小时后偏心指示60m。此时进行汽轮机冲转，当转速到200r/min时，各轴颈振动达200m；500r/min时，各轴颈振动达250m；650r/min时，各轴颈振动达300m以上；振动保护动作跳闸。惰转过程中，振动值居高不下。转速为零，投入盘车，破坏真空停轴封汽。进行观察，2号，3号轴承处有明显金属磨擦声。盘车至次日上午，金属磨擦声基本消失。24小时后，偏心指示120m，重新冲转，振动正常，启动成功。此次振动事故是汽轮机盘车脱开后重新投入盘车时间不够，转子热弯曲引起的。,碰摩振动的原因，特点与危害随机组容量的增大，蒸汽参数越来越高，汽缸数增多，转子越来越长，为了减少漏汽量。汽封长度增加，间隙减少，更易引起转子和汽封等的摩擦。新机组存在制造应力释放问题，运行中间隙的变化难以准确掌握，投运初期就容易发生碰摩。碰摩发生时，转子的振动取决于原有的不平衡与摩擦热弯曲的合成效应。由于两者的方向不一定相同，其后者的大小和方向会不断地变化，必然引起振动相位的变化。可知碰摩振动具有以下几个特点：较多的发生在新机投运后机组大修后启动时 振动的振幅和相位不断变化 振动主要是基频成分碰摩振动可发生在机组启动过程中，也可出现在带负荷稳定运行时。后者更危险。因为：高速下振动能量较大；采取改变负荷的措施斌不能消除摩擦或使振动减弱；如被迫停机，其过程需要一段时间，且要经过临界转速区，摩擦会进一步加剧。碰摩发展趋势：1，经过一段时间摩擦，动，静部分脱离接触，转子振动恢复正常。2，摩擦使转子弯曲，形成越弯曲越摩擦的恶性循环，振动持续增加，增大的速率越来越快，同时波及相邻的轴承，使其也进入碰摩。如不及时控制，摩擦处的热应力会超过屈服极限，造成转子永久弯曲，甚至使转子出现裂纹，以致断裂。据统计约86%的大轴弯曲事故是由碰摩造成的。而其中80%是在机组热态启动时发生的。,汽轮机振动事故实例4 1994年12月日夜班，机组负荷300MW，已运行10多天，0时开始，6好转轴承振动从稳定的33m慢慢向上爬升，当振动达50m时7号，5号，3号及8号轴承振动也开始爬升。运行人员全面检查各项运行参数和润滑油油温，均未发现异常。机组轴承振动却一直向上爬升，而且上升趋势越来越快。就地手动测量各轴承振动也明显增大。运行人员迅速减负荷至70MW，但振动依然不断上升。当垂直振幅达到130m时，依据G/A规定，立刻手动脱扣停机。停机后振动立即下降。但在越过临界转速区时，又多次回升至200m。机组惰转时间，盘车电流及转子偏心度均正常，机组未受较大损伤。事后对TSI数据作了分析。从经验上讲，这是典型的碰摩振动。因为：1。振动以基频分量为主，属普通强迫振动，可排除油膜振荡，联轴节对中不良或 螺栓受力不均等产生的振动。2。振动是逐渐增大的，无突发性，可排除转动部件（叶片，围带，拉金等）脱落 引起的振动。唯一无法排除的是因低压缸局部变形和中压缸偏移而导致的动静相碰的摩擦振动。该机投运初期曾4次因轴封摩擦而使振动增大。经半年多带负荷运行，因基础沉降，汽缸和管道应力释放使轴封部位局部变形而导致摩擦振动是完全可能的。停机后全面检查发现，低压缸和中压缸轴封均发生过严重的摩擦，低压缸轴封的上间隙小于设计值低限，中压缸3号轴封左侧间隙为零。轴封间隙偏小，造成动静相碰是导致这次事故的根源。处理方法：将4个轴封的上间隙放大至1.3-1.4mm，下间隙不变。对中压缸重新进行负荷分配试验，消除中压缸的偏移问题，轴封间隙恢复到设计值。95年1月29日重新启动，各轴承振动均在40m以下，问题解决。,汽轮发电机组振动的控制值1。设定控制值的必要性 摩擦是通过振动来反映的，控制振动就可控制摩擦。摩擦是引起振动的变化，控制振动就是控制振动的变化量。但控制过严，会引起频繁停机，而且对尽早消除摩擦不利；控制过松，有可能导致永久弯曲。因此摩擦振动控制量必须适当。评介振动的准则有两种：一种是依据振动的大小，另一种是依据振动的变化量，目前广泛采用的是前者。如G/A公司对轴的绝对振动的评介标准是：50 m 50-100 m 100-130 m 130m 优良 合格 报警 停机 此种准则的优点是简单易行，易被运行人员接受。但从故障诊断角度看是有缺点的。它没有考虑振动的变化量，而这种变化正是预示着某种故障的存在。如果不论何种情况均完全按此准则执行，有时会带来不安全因素。我国有很多机组，当发生振动时，停机值按设计的极限执行，停机后越过临界转速区，振动急剧上升，导致转子永久弯曲。,2。振动的控制值有关标准对振动变化量的限制如下 1）轴振动 国际标准化组织ISO关于大型汽轮发电机组轴振动标准（7919/2讨论稿）推荐：对于额定转速为3000r/min的机组，轴的绝对振动量相对于某一参考值的变化量 应限制在50m之内，如变化量超过50m应报警。2）轴承振动 ISO关于50MW以上汽轮发电机组轴承座振动标准（2372/2 美国加拿大提案）推 荐：不同转速下，相对于参考值，轴承座振动变化量的限制如下：转速 r/min 1500 1800 3000 限值m 22.5 20.75 15.75 参考值由原先的测量决定，它反映了正常情况下的振动水平。两种标准对振动变化的停机值均未做明确规定。7919/2指出：报警后需查明振动原因；参考振动的最大值；振动在新状态下是否稳定，再确定采用何种措施。2372/2指出：报警应引起严重注意，尤其是变化突然发生时。应着手诊断研究，确定振动原因，再决定采取的措施。一般可用改变转速，负荷，油温等试探性方法进行观察，如振动继续变化，分析认为发生摩擦可能性比较大时，则应考虑停机。,参考以上两项标准，结合对一些实测资料的分析，北仑港电厂1号2号机组对振动事故处理规程增加了在正常运行期间（3000r/min定速运行工况）汽轮发电机组轴承座振动突然升高（即变化量）50m以上且相邻轴承振动也有较大上升时，应按紧急停机处理的规定。这里特别加上相邻轴承振动也有较大上升的原因是为了防止轴承振动测量系统故障时而出现误诊断。2001年国家电力公司“防止电力生产重大事故的二十五项重点要求”重申和规定了机组在启动和运行中轴承和轴振动的要求值和极限值。强调了在机组启动和运行中振动超标的打闸停机条件，特别强调了要高度重视振动的相对变化量。需查明原因，设法消除 轴承振动相对变化量 15m 轴振动相对变化量 50m 打闸停机 轴承振动相对变化量 50m提出并规定上述停机条件主要是针对摩擦振动的。以使运行操作，事故处理由一个明确可执行的标准。所以运行人员必须建立一个明确的概念：在发生摩擦振动时，为了保证机组的安全，不能拘泥于现有的关于轴承振动绝对值大于停机值才停机的一些规定，要依据实际情况提前停机，防止大轴弯曲严重事故的发生。,叶片断裂叶片损坏占汽轮机事故的比例很大。它包括叶片断落，裂纹，围带飞脱，拉金开焊或断裂，叶片水蚀等。其原因是多方面的，与设计，制造，安装工艺，运鑫维护等因素有关。此外，电网低周波运行，不适当的超出力，水击等，又是加剧叶片损坏的重要因素。运行中叶片或围带脱落的一般征象；单个叶片或围带脱落时，可能发生碰撞声或尖锐的响声，并引起突然振动，有时会很 快消失。当调节级围带飞脱时，如果堵在下一级导叶上将引起调节级的压力升高。当低压末级叶片或围带脱落时，可能打坏凝汽器钛管，只是凝结水硬度突增，凝汽器 水位急剧升高。叶片断落会使转子不平衡，引起振动明显增大。防止叶片损坏的措施：防止电网周波偏高或偏低，以免引起某些级叶片陷入共振区。蒸汽参数和各段抽汽压力，真空等超过制造厂规定的极限值时，应限制机组出力。汽轮机内部有冲击声而且振动加剧时，应立即停机检查，以免事故扩大。超出力运行的机组，对叶片隔板的应力，隔板挠度等应进行核算，以便有根据地订出 超发安全系数。机组大修中，应对通流部分损伤情况进行全面的检查，这是防止运行中发生叶片损坏 事故的主要措施之一。,叶片断裂事故实例1某电厂2号机组汽轮机（G/A)叶片断裂事故1994年4月该机组进行投运后第一次大修，累计运行近1万小时。常规检查发现：低压末级，次末级共8级叶片晃动厉害，中压转子第九级49号叶片由出汽侧向进汽侧倾斜，制造厂决定拆下这九级叶片进行认真检查。结果查出中压第九级，低压末级，次末级叶片均有损坏。1。低压末级，次末级叶片纵向定位弹簧片断裂，断裂弹簧片数约为总数的1/6。实验分析查明：弹簧片回火组织不正常及弹簧表面存在较严重的不完全脱碳现象是弹簧片早期断裂的主要原因。2。中压第九级叶片叶根断裂或开裂。损坏情况：中压第九级共64片叶片中有53片叶片根部有裂纹。所有裂纹均发生在出汽侧销孔边缘处（该级叶根为3销钉固定的五叉结构）49号叶片出汽侧2叉的第一销钉孔部位完全断裂，叶根叉断口具有疲劳断裂特征，表面呈细瓷状，贝壳条纹模糊；拉断区很小，表明 叶根曾受多次循环载荷作用，因另外3叉完好无损使此2叉受应力很小。从断口宏观形貌可看出：叶根损坏属疲劳断裂损坏，并与叶根参与振动有关。销钉，销钉孔加工粗糙，拉毛现象严重。初步看法：叶根断裂属疲劳断裂 导致叶根疲劳断裂的主要原因是节径数M=7,8的轮系“三重点”共振。叶片围带结构的缺陷，叶片预扭装配紧力不足，无法起到限制振动作用。销钉，销钉孔加工装配质量欠佳，也是本次事故发生的原因之一。改进的新围带结构，改善了叶片叶轮振动特性，避免了“三重点”共振，增加了系统阻 尼，但并不能彻底解决叶根“松动”的缺陷。,叶片断裂事故实例2ABB超临界600MW机组调节级叶片损坏事故1993年9月6日上午，石洞口电厂1号机在正常运行中，1，2瓦处的振动突然从小于50m增加到60-70m，1-2min后，突升到280m，振动保护动作，汽轮机脱扣，负荷从460MW降到零。惰转时间为86min,比正常停机的90min略少。盘车正常投入。当天下午，第二次启动。因处于热态，2min后从盘车转速升至1000r/min，稳定6min,再升至 1159r/min，出现振动大于250m，脱扣停机。第二次启动过程中听到明显金属碰撞声，汽轮机有可能出现断叶。当即决定开缸检查。10月4日，高压缸开缸。发现调节级出现断叶事故，共有三片叶片（编号为47，48，49）完全断裂落下。打成几团，有一小片已卡在高压末级，调节级出口叶轮及第一反动级叶片被打坏。26，46号叶片也产生肉眼可见的长裂纹。该机组自92年6月12日商业运行后，累计运行8990.7h，冷态启动8次，热态和极热态启动161次，MET动作使机组在75%额定负荷共跳闸停机48次。该调节级为组焊式，ABB有多年运行实绩。但AS85（轴向宽度85mm)石洞口电厂两台机组为第一，二台）初步分析1，叶片断裂为高温振动疲劳，振动方向为周详。在振动应力和氧化共同作用下疲劳裂 纹稳定扩展。2，调节级叶片振动强度设计不够；叶片-叶轮系统一阶轴向振动频率与喷嘴尾迹扰动频 率2300Hz重合，叶片落入n.z共振；叶片动应力接近或超过允许的动应力值，导致叶 片振动疲劳破坏。3，叶片材料晶粒粗大和高温屈强比值高是造成叶片早期疲劳实效的重要原因。4，焊接接头时调节级叶片的薄弱环节，叶片根部距叶型底部过近。,300 Mw 汽轮机低压转子次末级叶片断裂吴泾热电厂11、12号机，分别于1992年2月和12月正式投运。在1999年l1月12号机第2次大修中，检测低压转子时发现：低压电机端第6级17号叶片距叶片顶部l10 mm处断裂，9、19、l18叶片叶根处有裂纹。如图1所示。转子叶轮89、910、1O一11轮缘处有裂纹，其中89轮缘第一对齿处裂纹，从出汽边到进汽边轴向深度为49 mm；910轮缘第二对齿处裂纹，从出汽边到进汽边轴向深度为45 mm。1011轮缘第三对齿处裂纹，从出汽边到进汽边轴向深度为80 mm。如图2所示。,水质氯、钠离子超标是造成耐振强度下降的重要原因1)水质氯、钠离子超标对过渡区叶片的腐蚀作用。人们对过渡区腐蚀介质对疲劳强度的影响程度正在逐步加深，20世纪80年代前，一般认为疲劳强度下降50，目前则认为下降幅度达70 80。西屋公司对电厂运行有非常明确的水质控制要求，如表1所示，并明确，超过该要求时，制造厂对叶片事故不负责任。表1 西屋公司对电厂对水质控制要求国内一般电厂运行，特别是调试初期，水质不易达到表1标准。,东芝机组末级叶片腐蚀70小时运行后，对汽轮机末级叶片进行了检查发现低压B缸靠发电机侧每组叶片的第5片水蚀较严重。分析原因如下：1，低负荷和空负荷时真空偏高，机组首次启动从冲转到并网期间，凝汽器真空约为-98/-97kPa，相应的饱和温度为27/37。在这么高的真空下，末节叶片的湿 度较大，容易引起水蚀。日方在运行指导书中未明确规定冲转时最合适的真空。根据国产机组的运行试验，冷态启动冲转时真空不宜太高。这一方面可增加蒸汽 流量有利于汽缸加热膨胀，并带走摩擦鼓风产生的热量；另一方面可减少末节叶 片的湿度，防止水蚀。2，后缸喷水喷嘴安装不佳。为了防止摩擦鼓风损失导致排气缸温度超标变形，空转 及低负荷运行时必须要投入后缸喷水。当喷嘴安装不佳或雾化效果差时，一担水 滴打在高速运转的叶片上，无疑将引起水蚀。事实上停机后对四个低压缸的后缸 喷水装置进行检查，发现靠电机侧下缸喷嘴安装位置不佳，喷嘴未完全伸出固定 支架，不仅影响水的喷出和雾化，并且容易碰到固定支架并溅到叶片上。,“8 5 1”叶片 断裂事故湛江电厂1号机为东方汽轮机厂生产的第5台D42型300 MW 汽轮机，该机末级叶片采用引进美国技术生产的“851”叶片，1995年1月正式移交生产。同年5月25日下午15时左右即发生末级叶片断裂事故。停机检查发现，低压反向末级有一叶片断裂，并严重损坏5片，损伤46片。从机组投运至事故发生，该机共启停18次，平均负荷(220250)Mw，累计运行2 3947 h。事故叶片的断口位于距叶顶307 mm处，断裂及损伤叶片表面有很多点腐蚀坑，深度约(0205)mm。由断口形貌来看，断口剖面明显分为3个区域，即裂纹源区、疲劳扩展区和瞬断区，呈明显的疲劳断裂特征，疲劳扩展区长度约为48 mm，叶片断口表面有明显的氧化发蓝区。在叶片断口内弧侧距源区5 m处存在一月牙形白斑。实验室微观高倍扫描观察进汽边发现，源区有一点腐蚀坑(图1)，且以腐蚀坑源点为中心呈腐蚀性开裂形貌(图2)。,断口分析(1)由于裂纹源点附近以腐蚀为主扩展形成了进汽侧d3 mm范围内的腐蚀开裂，从而促进了该叶片以缺口疲劳的方式扩展至叶片瞬断。(2)断口源区存在大量Cl一腐蚀产物，结合机组曾2次发生凝汽器泄漏，汽水品质恶化等因素，表明叶片表面存在一定的海水腐蚀。(3)叶片表面断口比较清新，清洗后有明显的氧化发蓝区，断面上有轴向振动引起的宏观疲劳贝纹线，疲劳条纹粗壮，且间距较宽，表明叶片疲劳扩展速度快，动应力较高。(4)对于叶片背弧侧存在的22 mm1 mm具有腐蚀形貌的边缘区，推断可能为喷丸过渡区，该区应力状态复杂，应力梯度大，从而使该截面为一薄弱区。(5)对于断口上白色的月牙形亮区，经能谱分析，主要成分为 i、Cr元素，属Ni基合金，其存在形式为嵌镶，破坏了叶片材料的均匀性。,叶片断裂的原因是：由于机组运行不当而发生海水腐蚀，使末级叶片表面出现大量点腐蚀坑，进而在进汽侧缘角的几个点腐蚀坑处产生应力集中并首先产生疲劳裂纹。同时，由于叶片本身也存在材质的不均匀性、静频超标以及制造工艺缺陷等因素，导致裂纹迅速扩展，最终导致叶片断裂。因此，该叶片裂纹产生的原因是多方面的。,运行以来曾发生2次凝汽器泄漏，大量海水进入凝结水系统，运行人员未能及时发现，造成蒸汽品质恶化。电厂化学运行记录表明，3月1日9日，凝结水含钠量全部不合格，含钠量高达16 000 gL，4月10日14日，凝结水含钠量6 000gL。Na 离子含量的升高，表明Cl一离子的含量也随之增大。材料腐蚀试验结果表明，在潮湿环境下，低浓度的Cl一离子具有很强的腐蚀性，因此，叶片点腐蚀的主要原因是海水腐蚀，腐蚀过程为首先发生损伤和轻微点腐蚀，7天左右发生点腐蚀，且腐蚀速度加快，当点腐蚀坑在叶片进汽侧集中成一条线时，在叶片应力最大处首先出现裂纹源点，并最终导致叶片断裂。,轴承与推力轴承推力轴承超温某发电厂1号机组在启动调试中发现汽轮机推力瓦发电机侧温度偏高，首次带负荷至600MW推力瓦温度曾达123，虽经改变抽汽方式和轴封压力，也没有明显改变，经分析确认是由于汽轮机周向推力大而引起的。哈汽厂对美方提供的推力计算进行了核算，结果发现比美方计算结果大30多tf(294kN)，并且这一过大的轴向推力是由于其高压转子平衡环面积过大而造成过平衡所引起的。最后厂方决定将高压转子平衡环直径车去25.4mm，后再次启动，推力轴承温度仅有70 左右，解决了此问题。轴颈及轴瓦磨损某发电厂1号机组由于润滑油不合格，在调试和半年试生产中，使汽轮机轴颈发生普遍的损伤。6号轴颈拉伤严重，7，8号轴颈拉伤也较为严重，对应的轴瓦乌金面也严重磨损。在大修中，对6号轴颈进行了车削处理即轴颈直径车去2.5mm，重新配瓦。7，8号轴颈采用电镀方法填补沟槽，对应轴瓦进行了乌金面堆焊和修刮处理，其余损伤轴颈进行了打磨抛光处理。润滑油不合格是由于该机组油系统容积大，一些铸造部件特别是套装油管的型砂在出厂时清洗不彻底，而用交流润滑油泵进行油系统清洗时，因循环流量偏低等原因，也未能全部去除，尽管冲洗后抽样符合要求，但随着运行时间增长。残余的型砂脱落，造成油内杂质超标。为此，厂方安装了20只自冲洗滤网，但也为很好此解决问题。大修中，采用了大流量冲洗装置对油系统作了循环冲洗。流量为720立方米/小时，工作压力为0.65MPa.历时305小时。较好的解决了油质问题。,烧瓦某发电厂2号机组由于电力系统故障，机组跳闸，厂用电失去，造成机组缺油烧瓦故。1994年4月6日，2号机组和xx5302线单线单机运行。3时37分，机组负荷406MW，突然xx5032线路故障。运行人员发现后，即按有关线路故障的反事故措施进行处理。即锅炉手动MET联跳汽轮机；用停电方式手动切换厂用电。厂用电恢复后，汽轮机交流润滑油泵自动恢复运行（此前直流事故油泵已自动投入运行），此时汽轮机转速下降到650r/min,开启顶轴油泵，润滑油进油温度达55。4时07分，转速到0。投盘车因电动机过载不成，采用人工盘车，5时10分锅炉再次点火，因发现油挡被磨漏油，大轴下沉，机组才被迫大修。损坏情况 6，7，8号下瓦损坏严重，6号瓦下沉6.0mm，7号瓦下沉6.5mm，8号瓦下沉3.5mm，5号瓦下瓦两块乌金砸压。其他都有不同程度损伤。低压A,B缸轴封下半均损坏，5，6，7，8挡油板也磨损，低压A,B缸隔板汽封，叶顶汽封下半部均有不同程度损伤，B缸较严重。高，低压转子弯曲度在合格范围内，中压转子弯曲度超标，6，7号轴颈有拉伤，低压转子最后两级叶片顶部磨掉约7-8mm。原因分析原设计当线路故障时，机组与系统解列可带厂用电运行。但因故无法实现，先采用停电方式切换厂用电，使交流润滑油泵失去电源，循环水中断。仅有直流润滑油泵运行，油压无法维持正常，供油不足，油温升高，油膜破坏6，7，8瓦的比压设计较大（1.43MPa)，安全裕度较小，过载能力差，油温油压变化时易损坏瓦。主油泵，交流润滑油泵存在固有缺陷，汽轮机在2300-2600r/min时需交，直流润滑油泵同时运行方可维持润滑油压在0.082MPa.此问题未得到及时解决。,调节系统和油系统运行中汽门突然关闭1993年4月16日，某电厂1号机负荷550MW,DEH处于“OPERAUTO”方式，高压调节汽门开度68%，突然，DEH发生故障，4 个高压调节汽门全部关闭。运行人员立即紧急降低锅炉燃烧量，同时将DEH切至“手动”方式，强开调节汽门开度至30%，后再也开不上去，并自动下降到20%开度，只能始终手按“GV增”按钮才能保持此开度。20min后，DEH自动切换回“OPERAUTO”方式，调节汽门又全部关闭，再切至“手动”方式无效，发电机逆功率保护动作，汽机跳闸。在调节汽门突然关闭过程中，由于超压，还造成汽轮机主汽门法兰泄漏。后经检查，故障原因是DEH上卡件烧毁。电液转换阀（MOOG阀)卡涩因EH油质脏导致汽门电液转换阀（MOOG阀)卡涩事故常有发生。1994年7月，某电厂2号机大修后启动，由于EH油箱添加了处理时未达标准的新油，造成几乎全部MOOG阀卡住，启动挂闸时，EH油压维持不住，不能挂闸。更换部分MOOG阀后挂闸启动，只要一打闸，MOOG阀一动作，便会有新的MOOG阀卡住。冲转时，仅剩一只主汽门，一只高压调节汽门和三只中压调节汽门。最后将所有汽门的MOOG阀全部换遍。1995年6月5日，该厂1号机负荷595MW，4个调节汽门全部开启，突然机组负荷降至480MW，主汽压由17.2MPa突升至19.7MPa，就地检查发现2号主汽门关闭。经检修人员处理，先关闭与其对应的2，4号高压调节阀门，再打开2号主汽门，最后再打开2，4号高压调节阀门。主汽门关闭是因其MOOG阀卡涩引起的。,EH油系统设计不良使抗燃油油质恶化北仑港电厂2号机调试运行半年多，检查发现油质已严重恶化，经西安热工研究院化验认为油质细颗粒超标，而G/A则认为尚可用。由于油颜色较深且酸值较大，故首次大修时决定采用西安热工研究院提供的滤油机进行滤油处理。通过三四天滤油后分析，油质污染指数有所好转。但不久检测油质污染指数又恶化，经多次滤油仍无法使油质污染指数合格。最后决定大修后100%更换新油。油牌号与原来一样位AK20NOBELEHC抗燃油，产地为美国。新油投运后，每月进行一次化验，头三个月内，油质基本没有变化，后来三个月，油的颜色渐渐开始变深，酸值也逐渐上升，虽经更换硅藻土滤网，但效果不明显，且硅藻土滤网很快失效。第七个月对油样进行分析时发现油质已严重恶化，颜色变为棕色，油的细颗粒超标，且有纤维状的东西，经多方处理无效。分析这两次的优质逐渐恶化，认为主要原因是主汽门和调节汽门油动机与阀体太近，温度太高，油动机外壳温度达105，因油动机内的油基本不会流动，除非机组跳闸，这样长时间的高温大大加速了油的老化。,润滑油乳化1994年6月23日，在汽轮机主油箱区域，发电机密封油装置区域，厂房外变压器区域，消防水管道上的开式喷头因故同时发生喷水，经现场人员关闭上述区域消防水管隔离阀，停运消防水泵后，喷头停止喷水。当时，机组正处于启动前的盘车状态，现场人员在主控室内CRT上发现主油箱内油位上升，便停止盘车运行，在然后取油样时。发现主油箱内油已呈乳白色，严重乳化了现场人员对主油箱顶盖检查和作了浇水试验后发现顶盖上：6个M24吊环孔均为通螺孔 一根连通管预顶盖的2个连接法兰（400mm）不严密（制造厂装配）一个人孔门盖（900mmx500mm)未拧螺栓 一个人孔门盖（1055mmx750mm)仅拧了1/3螺栓 人孔门法兰仅高出顶盖表面15mm，其人空门盖设计为摇臂式。重新购入透平油314桶更换。,汽动给水泵气化损坏汽动给水泵B跳闸经过机组负荷450MW，汽动给水泵A,B运行，转速为5200r/min,试投汽动给水泵B给水自动调节（给水泵A为手动调节方式）。在汽动给水泵B跳闸前锅炉停一台磨，调整负荷到380MW，此时汽动给水泵B转速突然升至6000r/min以上，小汽轮机B危急保安器动作，汽动给水泵B跳闸转速下降到2000r/min时转速表突然显示到零。再次复置冲转不动。点动盘车和手动盘车均不成功。判断动静部件咬死。解体后发现推力轴承非工作面乌金融化。崩芯送厂返修。原因分析从记录看汽动给水泵B的入口泵体温度由正常的151 逐渐上升，而入口流量由650t/h突然降到7t/h，跳闸前入口泵体温度上升到160.4，其余参数无明显变化。当时怀疑有可能是绷进口滤网堵塞，引起泵内汽化造成转速过快而跳闸。但滤网解体后检查发现并不脏。综合汽动给水泵B跳闸前运行情况分析，汽动给水泵B给水自动投入后由于锅炉蒸发量降低负荷由450MW下降到380MW，给水泵B的转速自动降低，而此时，给水泵A仍为手动调节方式，转速仍为5200r/min，给水泵B的转速降低至较低时其出口压力低于给水泵A的出口压力，造成给水泵B的出口流量大大降低。给水泵B的最小流量阀没有自动打开并且低流量保护未动作（低流量保护装置因调试未投入跳闸），给水泵B的出口流量由650t/h突降到接近于0,水和叶轮磨擦产生的热量使泵内水的温度升高，泵内汽化后小汽轮机的负荷突然大大降低，而它的进汽量并没有减少，因此造成汽动给水泵B转速迅速升高而超速跳闸。因泵内汽化，泵体温度升高，泵的动静间隙发生变化而造成动静部件咬死。泵的转速由2000r/min突然下降到0。,
