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)

近年來國內發生多起汽輪機轉子彎曲事件，2010年以來僅河北省南部電網就發生3起。其共同特點是新投產后不久就發生汽輪機轉子彎曲的事故，并且是在沒有發生嚴重動靜碰磨或汽缸進冷汽或冷水的情況下發生,其現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。據分析可知，是相應轉子的內部殘余應力釋放后發生了彎曲，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。

第一種是產生和質量偏心類似的旋轉矢量激振力。質量偏心是指各橫截面的質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，在旋轉狀態下軸頸在軸瓦內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的可行性

根據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。汽輪機型號N200-12.7/535/535。高壓缸通流級數為1調節級+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突變。揭缸檢查發現第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，投產于1992年10月。投產后不久,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現已經彎曲，最大彎曲處0.16 mm，晃度0.32 mm，發生在調節級處。高中壓對輪高壓側偏0.08 mm，相位與彎曲點一致。因為緊急調換到5號機組，沒有返廠處理,現場也沒有低速動平衡架。電廠決定根據轉子的彎曲情況靜態計算加重,轉子質量是6 820 kg,轉子跨距為4 832 mm,調節級距離2號軸承為1 963 mm,調節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。

根據轉子質量和彎曲度計算出偏移質量約為520 kgmm，折算到調節級平衡槽的半徑內約為1 400 g。考慮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，最終實際在調節級平衡槽內加重780 g，在12級葉輪平衡槽內加重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，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，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：30Cr1Mo1V，質量34.26 t，支撐軸承跨距：6 000 mm。

投產后不久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系統測得的振動數據，發現引起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，機組偏心由投產時的39 μm增大至90 μm。以上情況說明了高中壓轉子發生了彎曲。根據運行記錄投產后沒有發生過突發大振動和蒸汽參數大范圍波動，可以判定轉子并沒有發生事故彎曲，而是轉子內應力隨著機組啟停轉子溫度發生變化得到釋放，應力的釋放引起轉子彎曲。

2010年10月機組大修，檢查發現高中壓轉子確實發生了彎曲。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。考慮到機組運行了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定，說明這次動平衡處理是行之有效的。

4 結束語

汽輪發電機組轉子因為質量的原因產生的彎曲無論在現場還是制造廠都很難處理。當彎曲很大時只能更換轉子，這在國內已有發生。多數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，振動穩定，未再發生轉子彎曲事故，值得同類機組借鑒。

[1] 施維新.汽輪發電機組振動[M].北京：水利電力出版社,1991.

本文責任編輯：丁 力