汽輪機轉子彎曲的動平衡校正分析

張榮佩，盧盛陽，牟法海

(河北省電力研究院，石家莊 050021)

近年來國內(nèi)發(fā)生多起汽輪機轉子彎曲事件，2010年以來僅河北省南部電網(wǎng)就發(fā)生3起。其共同特點是新投產(chǎn)后不久就發(fā)生汽輪機轉子彎曲的事故，并且是在沒有發(fā)生嚴重動靜碰磨或汽缸進冷汽或冷水的情況下發(fā)生,其現(xiàn)象是在工作轉速下某轉子(通常是高中壓轉子)的軸瓦振動有所增長，但是過臨界轉速時轉子的軸瓦振動明顯增長，威脅機組安全運行。據(jù)分析可知，是相應轉子的內(nèi)部殘余應力釋放后發(fā)生了彎曲，但是徹底處理這些轉子卻比較困難,因為這些汽輪機轉子容量和體積較大，將軸處理直較困難。

1 轉子彎曲的振動機理

轉子彎曲是指轉子各橫截面的幾何中心連線與旋轉軸線不重合。轉子彎曲引起振動的機理主要有2種。

第一種是產(chǎn)生和質(zhì)量偏心類似的旋轉矢量激振力。質(zhì)量偏心是指各橫截面的質(zhì)心連線與其幾何中心連線存在偏差。

第二種是由于轉子彎曲使軸頸與軸瓦間存在不平行時，在旋轉狀態(tài)下軸頸在軸瓦內(nèi)的油膜承力中心點將隨轉子的轉動周期性的沿軸向變化，進而引起軸承座的擺動振動。

如圖1所示。當轉子的彎曲相對向下時，油膜承力中心位于軸承中心線的左側A點，當轉子旋轉180°后，轉子的彎曲相對向上時，油膜承力中心位于軸承中心線的右側B點。因為軸承座和基礎組成的支撐系統(tǒng)都具有一定的彈性，在油膜承力中心點周期性變化的作用下，軸承座將沿某一底邊發(fā)生周期性偏轉。當軸承座連接剛度不足或者軸承座兩端的剛度差異較大時，這種現(xiàn)象更加顯著，將導致軸承座振動和軸頸振動。

(a) (b)

2 轉子彎曲動平衡補償?shù)目尚行?/h2>

根據(jù)轉子彎曲引起振動的機理使用動平衡可以在一些轉速下直接抵消旋轉矢量激振力，使振動減小。

這里討論的彎曲轉子主要是因為制造中的熱處理不理想而殘留熱應力造成的，多數(shù)情況下彎曲不是很大，而且均勻分布在整個轉子跨度上。如某廠660 MW 機組的高中壓轉子的彎曲測量情況見圖2。圖2是將轉子沿圓周8等分，對面2個點為一組，4個組的測量結果。由圖2可以看出沿轉子軸線彎曲的曲率比較均勻，在兩邊軸頸處彎曲不太大。

圖2 660 MW機組高中壓轉子的彎曲測量結果

當有多個加重面可以選擇時，顯然應該根據(jù)彎曲“振型”來組合加重。以靠近中間部位加重面為主，各加重面按比例同時加重效果會最好。如果彎曲不大，也可以只在中間平面加重。給兩邊平衡槽多留現(xiàn)場動平衡的加重地方。只有在不得已的情況下才會選擇在轉子兩邊平衡槽加重。因為這種加重方式加重量比較大，還可能干擾工作轉速下的振型。

3 轉子彎曲的動平衡校正

3.1 200 MW機組高壓轉子

某廠5號機組1986年投產(chǎn)。汽輪機型號N200-12.7/535/535。高壓缸通流級數(shù)為1調(diào)節(jié)級+11壓力級。某年6月9日19時1號、3號、4號軸瓦振動突然增大。1號軸瓦振動達到140 μm，3號軸瓦振動達到56 μm，4號軸瓦振動達到9 μm。軸向位移和中壓缸漲差也出現(xiàn)突變。揭缸檢查發(fā)現(xiàn)第8級上隔板已脫落，7、8、9級隔板損壞嚴重，7、8、9級葉片損壞變形嚴重，但無法馬上處理，故將正在大修的9號機組高壓轉子和隔板更換上。9號機組與5號機組同型號，投產(chǎn)于1992年10月。投產(chǎn)后不久,機組1號、2號軸瓦過臨界轉速振動就達到150 μm以上。這是第一次進行大修。9號機組高壓轉子檢查發(fā)現(xiàn)已經(jīng)彎曲，最大彎曲處0.16 mm，晃度0.32 mm，發(fā)生在調(diào)節(jié)級處。高中壓對輪高壓側偏0.08 mm，相位與彎曲點一致。因為緊急調(diào)換到5號機組，沒有返廠處理,現(xiàn)場也沒有低速動平衡架。電廠決定根據(jù)轉子的彎曲情況靜態(tài)計算加重,轉子質(zhì)量是6 820 kg,轉子跨距為4 832 mm,調(diào)節(jié)級距離2號軸承為1 963 mm,調(diào)節(jié)級平衡槽的加重半徑為363 mm，12級葉輪平衡槽加重半徑為320 mm。其它地方無加重位置,轉子剖面如圖3所示。

根據(jù)轉子質(zhì)量和彎曲度計算出偏移質(zhì)量約為520 kgmm，折算到調(diào)節(jié)級平衡槽的半徑內(nèi)約為1 400 g?？紤]到加重面對一階振型的影響比平均彎曲的影響明顯要大，實際加重小于1 400 g，再綜合考慮對二階振型的影響，最終實際在調(diào)節(jié)級平衡槽內(nèi)加重780 g，在12級葉輪平衡槽內(nèi)加重150 g。相位在彎曲高點的對面。實測高點為高壓對輪孔6-7孔之間，所以加重在12-1孔之間。

圖3 200 MW機組的高壓轉子剖面圖

加重處理后啟動機組1號、2號軸瓦振動平穩(wěn)，過臨界轉速時1號軸瓦振動為45 μm，2號軸瓦振動為44 μm。比原來在9號機組在過臨界轉速時的振動小。到達3 000 r/min額定轉速時1-3號軸瓦基頻振動見表1。

表1 動平衡后轉速3 000 r/min時基頻振動 μm∠°

機組運行平穩(wěn)直到下一個大修中進行了直軸處理，表明動平衡是有效的。

3.2 660 MW機組高中壓轉子

某廠4號機組2009年12月投產(chǎn)，汽輪機型號CLNZK660-24.2/566/566，高中壓轉子是無中心孔合金鋼整鍛轉子，材質(zhì)：30Cr1Mo1V，質(zhì)量34.26 t，支撐軸承跨距：6 000 mm。

投產(chǎn)后不久1號軸瓦振動逐漸爬升，在啟停機過程中1號軸瓦臨界轉速下振動增加比較明顯。隨著投產(chǎn)后時間的推移，啟停機過程中1號軸瓦臨界轉速下振動增加得更多，見表2。

表2 1號軸瓦振動測點過臨界轉速振動的變化 μm

通過追憶機組配備的TDM系統(tǒng)測得的振動數(shù)據(jù)，發(fā)現(xiàn)引起1號、2號軸瓦過臨界振動異常的主振頻率為基頻，并伴隨一定量的2倍頻。此外，機組偏心由投產(chǎn)時的39 μm增大至90 μm。以上情況說明了高中壓轉子發(fā)生了彎曲。根據(jù)運行記錄投產(chǎn)后沒有發(fā)生過突發(fā)大振動和蒸汽參數(shù)大范圍波動，可以判定轉子并沒有發(fā)生事故彎曲，而是轉子內(nèi)應力隨著機組啟停轉子溫度發(fā)生變化得到釋放，應力的釋放引起轉子彎曲。

2010年10月機組大修，檢查發(fā)現(xiàn)高中壓轉子確實發(fā)生了彎曲。最大彎曲點的軸線位置在過橋汽封處，圓周位置在沿鍵相槽逆旋轉方向190°左右彎曲測量結果見圖4。

圖4 660 MW機組的高中壓轉子的彎曲測量結果

因為是應力的釋放引起的轉子彎曲，所以不能熱加工直軸處理?？紤]到機組運行了10個月，應力的釋放應該基本結束。轉子彎曲再進一步發(fā)展的可能性較小，且轉子的彎曲不大并且整體分布均勻，可以用動平衡補償。

返回制造廠對過橋汽封處進行了機加工車削，然后動平衡加重1 110 g，共4顆加重螺栓。全部加在中間平衡面上。1 700 r/min臨界轉速下振動為0.74 mm/s和0.71 mm/s，振動良好。

對比彎曲測量結果可以看到加重位置正好在彎曲的高點對面，4顆加重螺栓連續(xù)排列。分別在相位355°、10°、25°、40°位置。

2010年12月18日機組大修后啟動振動正常。轉臨界轉速下振動1X測點62 μm，1Y測點64 μm。到3 000 r/min時1X測點40 μm，1Y測點50 μm。

機組運行至今振動穩(wěn)定，說明這次動平衡處理是行之有效的。

4 結束語

汽輪發(fā)電機組轉子因為質(zhì)量的原因產(chǎn)生的彎曲無論在現(xiàn)場還是制造廠都很難處理。當彎曲很大時只能更換轉子，這在國內(nèi)已有發(fā)生。多數(shù)情況下彎曲不是很大，可以用動平衡進行校正，以上2起彎曲轉子在采取動平衡校正措施后，振動穩(wěn)定，未再發(fā)生轉子彎曲事故，值得同類機組借鑒。

[1] 施維新.汽輪發(fā)電機組振動[M].北京：水利電力出版社,1991.

本文責任編輯：丁 力