汽轮机转子弯曲的动平衡校正分析

张荣佩，卢盛阳，牟法海

(河北省电力研究院，石家庄 050021)

近年来国内发生多起汽轮机转子弯曲事件，2010年以来仅河北省南部电网就发生3起。其共同特点是新投产后不久就发生汽轮机转子弯曲的事故，并且是在没有发生严重动静碰磨或汽缸进冷汽或冷水的情况下发生,其现象是在工作转速下某转子(通常是高中压转子)的轴瓦振动有所增长，但是过临界转速时转子的轴瓦振动明显增长，威胁机组安全运行。据分析可知，是相应转子的内部残余应力释放后发生了弯曲，但是彻底处理这些转子却比较困难,因为这些汽轮机转子容量和体积较大，将轴处理直较困难。

1 转子弯曲的振动机理

转子弯曲是指转子各横截面的几何中心连线与旋转轴线不重合。转子弯曲引起振动的机理主要有2种。

第一种是产生和质量偏心类似的旋转矢量激振力。质量偏心是指各横截面的质心连线与其几何中心连线存在偏差。

第二种是由于转子弯曲使轴颈与轴瓦间存在不平行时，在旋转状态下轴颈在轴瓦内的油膜承力中心点将随转子的转动周期性的沿轴向变化，进而引起轴承座的摆动振动。

如图1所示。当转子的弯曲相对向下时，油膜承力中心位于轴承中心线的左侧A点，当转子旋转180°后，转子的弯曲相对向上时，油膜承力中心位于轴承中心线的右侧B点。因为轴承座和基础组成的支撑系统都具有一定的弹性，在油膜承力中心点周期性变化的作用下，轴承座将沿某一底边发生周期性偏转。当轴承座连接刚度不足或者轴承座两端的刚度差异较大时，这种现象更加显著，将导致轴承座振动和轴颈振动。

(a) (b)

2 转子弯曲动平衡补偿的可行性

根据转子弯曲引起振动的机理使用动平衡可以在一些转速下直接抵消旋转矢量激振力，使振动减小。

这里讨论的弯曲转子主要是因为制造中的热处理不理想而残留热应力造成的，多数情况下弯曲不是很大，而且均匀分布在整个转子跨度上。如某厂660 MW 机组的高中压转子的弯曲测量情况见图2。图2是将转子沿圆周8等分，对面2个点为一组，4个组的测量结果。由图2可以看出沿转子轴线弯曲的曲率比较均匀，在两边轴颈处弯曲不太大。

图2 660 MW机组高中压转子的弯曲测量结果

当有多个加重面可以选择时，显然应该根据弯曲“振型”来组合加重。以靠近中间部位加重面为主，各加重面按比例同时加重效果会最好。如果弯曲不大，也可以只在中间平面加重。给两边平衡槽多留现场动平衡的加重地方。只有在不得已的情况下才会选择在转子两边平衡槽加重。因为这种加重方式加重量比较大，还可能干扰工作转速下的振型。

3 转子弯曲的动平衡校正

3.1 200 MW机组高压转子

某厂5号机组1986年投产。汽轮机型号N200-12.7/535/535。高压缸通流级数为1调节级+11压力级。某年6月9日19时1号、3号、4号轴瓦振动突然增大。1号轴瓦振动达到140 μm，3号轴瓦振动达到56 μm，4号轴瓦振动达到9 μm。轴向位移和中压缸涨差也出现突变。揭缸检查发现第8级上隔板已脱落，7、8、9级隔板损坏严重，7、8、9级叶片损坏变形严重，但无法马上处理，故将正在大修的9号机组高压转子和隔板更换上。9号机组与5号机组同型号，投产于1992年10月。投产后不久,机组1号、2号轴瓦过临界转速振动就达到150 μm以上。这是第一次进行大修。9号机组高压转子检查发现已经弯曲，最大弯曲处0.16 mm，晃度0.32 mm，发生在调节级处。高中压对轮高压侧偏0.08 mm，相位与弯曲点一致。因为紧急调换到5号机组，没有返厂处理,现场也没有低速动平衡架。电厂决定根据转子的弯曲情况静态计算加重,转子质量是6 820 kg,转子跨距为4 832 mm,调节级距离2号轴承为1 963 mm,调节级平衡槽的加重半径为363 mm，12级叶轮平衡槽加重半径为320 mm。其它地方无加重位置,转子剖面如图3所示。

根据转子质量和弯曲度计算出偏移质量约为520 kgmm，折算到调节级平衡槽的半径内约为1 400 g。考虑到加重面对一阶振型的影响比平均弯曲的影响明显要大，实际加重小于1 400 g，再综合考虑对二阶振型的影响，最终实际在调节级平衡槽内加重780 g，在12级叶轮平衡槽内加重150 g。相位在弯曲高点的对面。实测高点为高压对轮孔6-7孔之间，所以加重在12-1孔之间。

图3 200 MW机组的高压转子剖面图

加重处理后启动机组1号、2号轴瓦振动平稳，过临界转速时1号轴瓦振动为45 μm，2号轴瓦振动为44 μm。比原来在9号机组在过临界转速时的振动小。到达3 000 r/min额定转速时1-3号轴瓦基频振动见表1。

表1 动平衡后转速3 000 r/min时基频振动 μm∠°

机组运行平稳直到下一个大修中进行了直轴处理，表明动平衡是有效的。

3.2 660 MW机组高中压转子

某厂4号机组2009年12月投产，汽轮机型号CLNZK660-24.2/566/566，高中压转子是无中心孔合金钢整锻转子，材质：30Cr1Mo1V，质量34.26 t，支撑轴承跨距：6 000 mm。

投产后不久1号轴瓦振动逐渐爬升，在启停机过程中1号轴瓦临界转速下振动增加比较明显。随着投产后时间的推移，启停机过程中1号轴瓦临界转速下振动增加得更多，见表2。

表2 1号轴瓦振动测点过临界转速振动的变化 μm

通过追忆机组配备的TDM系统测得的振动数据，发现引起1号、2号轴瓦过临界振动异常的主振频率为基频，并伴随一定量的2倍频。此外，机组偏心由投产时的39 μm增大至90 μm。以上情况说明了高中压转子发生了弯曲。根据运行记录投产后没有发生过突发大振动和蒸汽参数大范围波动，可以判定转子并没有发生事故弯曲，而是转子内应力随着机组启停转子温度发生变化得到释放，应力的释放引起转子弯曲。

2010年10月机组大修，检查发现高中压转子确实发生了弯曲。最大弯曲点的轴线位置在过桥汽封处，圆周位置在沿键相槽逆旋转方向190°左右弯曲测量结果见图4。

图4 660 MW机组的高中压转子的弯曲测量结果

因为是应力的释放引起的转子弯曲，所以不能热加工直轴处理。考虑到机组运行了10个月，应力的释放应该基本结束。转子弯曲再进一步发展的可能性较小，且转子的弯曲不大并且整体分布均匀，可以用动平衡补偿。

返回制造厂对过桥汽封处进行了机加工车削，然后动平衡加重1 110 g，共4颗加重螺栓。全部加在中间平衡面上。1 700 r/min临界转速下振动为0.74 mm/s和0.71 mm/s，振动良好。

对比弯曲测量结果可以看到加重位置正好在弯曲的高点对面，4颗加重螺栓连续排列。分别在相位355°、10°、25°、40°位置。

2010年12月18日机组大修后启动振动正常。转临界转速下振动1X测点62 μm，1Y测点64 μm。到3 000 r/min时1X测点40 μm，1Y测点50 μm。

机组运行至今振动稳定，说明这次动平衡处理是行之有效的。

4 结束语

汽轮发电机组转子因为质量的原因产生的弯曲无论在现场还是制造厂都很难处理。当弯曲很大时只能更换转子，这在国内已有发生。多数情况下弯曲不是很大，可以用动平衡进行校正，以上2起弯曲转子在采取动平衡校正措施后，振动稳定，未再发生转子弯曲事故，值得同类机组借鉴。

[1] 施维新.汽轮发电机组振动[M].北京：水利电力出版社,1991.

本文责任编辑：丁 力