汽輪機彎曲轉子的振動控制方法

郭玉杰，吳小川，趙福春，劉少恒

(1.河南省電力公司電力科學研究院，鄭州 450052；2.大唐洛陽熱電廠，河南 洛陽 471039；3.華電漯河發電有限公司，河南 漯河 463200)

近年來，汽輪發電機組向著大容量、高參數方向發展，轉子也變得更加細長。但是，為了縮短軸系長度、降低成本并提高經濟性，國內、外汽輪發電機組制造廠家普遍采用了高壓-中壓一體化的轉子結構模式。據統計，受進汽參數高和通流部分動靜間隙小等因素的影響，高中壓轉子發生永久彎曲的概率較高。

引起汽輪機轉子永久彎曲的原因主要有轉軸碰磨和非轉軸碰磨，其中非轉軸碰磨主要包括高溫轉子被水浸泡、轉軸內應力釋放和非同期合閘等因素[1]。相關報道和研究論文較多，在一定程度上對預防彎軸事故起到了很好的作用。但是，汽輪機轉子發生永久彎曲后，除了分析原因外，還應該深入研究汽輪機轉子永久彎曲的振動控制方法。彎曲轉子振動控制方法主要有2種：(1)直軸。直軸由于工藝復雜、溫度控制難度較大，并且有一定的風險，因此該項工藝的應用有逐步減少的趨勢。(2)動平衡。動平衡振動控制方法特點是簡便、易行，其分為現場動平衡、低速動平衡和制造廠高速動平衡。文獻[2]針對彎曲轉子的平衡補償，提出了汽輪發電機組預平衡，主要是基于對機組振動歷史和特征的分析，在機組啟動之前對軸系進行預加配重,是一種新的嘗試。文獻[3]針對彎曲轉子的平衡補償，采取在高速平衡機上進行校正，降低了軸振動值，也達到了運行要求。

針對2臺汽輪機的高中壓彎曲轉子，給出了2種不同的振動控制方法，并提出了3個平面組合加重模式。

1 第1臺機組轉子彎曲及處理情況

1.1 振動情況

該機組為引進型國產330 MW機組，汽輪機型式為高中合缸、兩缸兩排汽、單軸、單抽、供熱凝汽式，發電機冷卻方式為水氫氫。共有6套軸承(圖1)，1#和2#軸承為支承高中壓轉子的軸承，3#和4#軸承為支承低壓轉子的汽缸軸承，5#和6#軸承為發電機的端蓋軸承。

圖1 機組軸系簡圖

機組振動測點布置為：1#～6#軸承均裝2個電渦流傳感器，2個渦流傳感器相互垂直，自汽輪機向發電機方向看，左45°為x向，右45°為y向。

該機組于2006年投產，在2008年進行了B級檢修。自2009年以來，多次出現啟動升速過程中高中壓轉子臨界振動大的現象，有時甚至因軸振動保護動作跳閘，嚴重影響正常啟動，是影響機組安全運行的一個重要隱患，現場被迫采取提高升速率和放寬軸振動保護定值的臨時措施。

1y軸振動隨轉速變化的波德圖如圖2所示。啟動升速過程中1x軸振動最大值為213 μm，1y軸振動最大值為263 μm。2010—2011年間，多次測試了機組升速、降速時的振動情況，其臨界轉速時的振動數據變化不大，基頻振動和相位變化很小，見表1。

圖2 1y軸振動隨轉速變化的波德圖

表1 機組臨界轉速時振動數據 μm∠°

依據振動測試結果，機組振動特點歸納為：

(1)機組振動頻率為基頻，振動性質為強迫振動；

(2)振動主要表現在汽輪機高中壓一階臨界轉速時，而帶負荷時的振動不是很大；

(3)多次啟動、降速過程的臨界振動重復性較強，并且振動和相位隨轉速變化的特點符合一般規律，一階振型為典型的“弓形”彎曲。

1.2 轉子彎曲情況與振動控制

2012年5月7日—6月30日，該機組進行A級檢修。揭缸發現高中壓轉子中壓進汽處彎曲0.08 mm，如圖3所示。圖中，1～6分別表示汽輪機高中壓轉子的不同部位。可以看出，1#與2#軸承間中壓進汽處彎曲值最大，該部位基本處于汽輪機高中壓轉子的中部。1～4彎曲部位逐漸增大，4～6則逐步減小，整個彎曲形狀光滑，無毛刺和突變，說明數據真實可靠。

圖3 汽輪機高中壓轉子彎曲示意圖

根據現場檢查痕跡和運行情況，分析認為轉子彎曲的原因是動靜碰磨。

軸彎曲是指轉子各截面的質心連線與軸幾何中心連線存在偏差，彎曲轉子與質量偏心轉子的振動特性基本相似，均會產生與轉速同頻的激振力，使轉子產生同步渦動[4]。因此，彎曲轉子可以采取動平衡處理。

因汽輪機中部彎曲轉子的振動響應是一階振型，為“弓形”曲線，如圖4所示。因此振型分解的主要工作是同向分量。F3為需要在轉子中部加重產生向下的力，F1和F2分別為需要在轉子兩端加重產生向下的力。從振型曲線上看，F3>F1或F2。F1，F3和F2的比例關系主要由轉子長度、彎曲量等參數確定。

圖4 轉子彎曲振型示意圖

考慮機組檢修工期緊張，振動控制采用現場低速動平衡，平衡轉速為181 r/min。分別在調端、電端試加重1.242和2.12 kg，運用轉子動力學理論，按照一階振型的特性，對調端、電端試加重量進行重新分配，最終分別在調端、中部和電端分別加重0.852，1.588和0.899 kg，加重比例分別為25.5%，47.6%和26.9%。采取了以中部加重為主、兩端為輔的加重組合模式，見表2。

表2 動平衡加重結果 kg∠°

1.3 效果

2012年7月1日，該機組A級檢修結束。啟動運行后高中壓轉子臨界振動小于58 μm，帶負荷時1x，1y，2x，2y軸振動均小于61 μm。高中壓轉子修前、后的振動數據見表3。可以看出，無論是臨界振動值，還是帶負荷的振動值，均達到了國家標準中A區域的水平。另外，通過幾次啟動升速、停機惰走的振動數據對比，其軸振動值和相位重復性好。因此，可以說汽輪機高中壓轉子振動狀態是“穩定”的。

表3 檢修前、后的振動數據 μm

2 第2臺機組轉子彎曲及處理情況

2.1 振動情況

該機組也是引進型國產330 MW機組，軸系布置、轉子結構均與第1臺機組相同。

該機組于2010年5月投產，投產時機組振動狀況良好。之后隨運行時間延長，機組振動逐漸增大，主要表現在汽輪機高中壓轉子臨界振動上，主頻率為基頻，性質為普通強迫振動。如2011年6月26日，幾次啟動升速、降速過程中，在1 520 r/min臨界轉速下1x軸振動分別為371和437 μm，1y軸振動分別為300和350 μm，相位穩定。因機組跳閘無法升速，被迫提高升速率到500 r/min并修改振動保護定值才通過高中壓轉子臨界轉速。

2012年3月31日，機組停機進行A級檢修，該次停機過程的1x軸振動隨轉速變化的波德圖如圖5所示。在降速惰走過程中轉速為1 540 r/min時，1x軸振動最大值為453 μm，2x軸振動最大值是381 μm。2011—2012年間，多次測量了機組振動隨轉速的變化情況，2012年3月31日2y軸振動變化較大，其振動特點是臨界振動附近波德圖曲線不光滑，類似波形的毛刺形狀，分析認為是由于軸振動較大引起動靜碰磨所致。其余幾次臨界轉速時基頻振動和相位變化較小，見表4。

圖5 1x軸振動隨轉速變化的波德圖

表4 機組臨界轉速時振動數據 μm∠°

該機組振動特點與第1臺機組類似，但是臨界振動值已經到了非常危險的水平。

2.2 轉子彎曲情況與振動控制

2012年3月31日—5月13日，該機組進行A級檢修，轉子彎曲情況如圖6所示。從圖中可以看出，轉子彎曲形狀有多個“駝峰”。從中壓進汽處至高壓調門端的彎曲情況為：彎曲值從0增大到0.085 mm，曲線斜率很大，隨后彎曲值逐步減小至0，曲線相對光滑，符合一般規律。而從中壓進汽處至電動機端的彎曲形狀則不規則，呈波浪狀，先逐步增大至0.035 mm，隨后減至0，最后又逐步增大，在電動機端達到0.06 mm的局部峰值。

圖6 汽輪機高中壓轉子彎曲示意圖

根據機組1年的運行情況，分析認為轉子彎曲是內應力釋放所致。

振動控制采取返廠車削后高速動平衡。高速試驗臺加重和角度見表5。與第1臺機組相同，也采取了調端、中部和電端平衡槽3個平面同時加重模式，以同向為主，中部加重占同向加重的63.37%。

表5 動平衡加重結果 kg∠°

2.3 效果

2012年5月13日，該機組A級檢修結束。啟動運行后高中壓轉子臨界振動小于141 μm，帶負荷時1x,1y,2x,2y軸振動均小于52 μm。檢修前、后的振動數據見表6。平衡效果同樣可以滿足運行要求。

表6 檢修前、后的振動數據 μm

3 結束語

通過對2臺機組汽輪機彎曲轉子的振動測試、彎曲確認，提出了2種振動控制方法。

(1)汽輪機高中壓非對稱轉子彎曲部位在中部的振動頻率是基頻，主要表現在一階臨界振動較大，直接影響機組的正常啟動和安全運行，而帶負荷時振動增大不明顯。

(2)對于一定彎曲值的汽輪機高中壓非對稱轉子，振動控制方法可以采取現場低速動平衡或返廠車削后高速動平衡。

(3)為了消除一階臨界轉速時的振動，可以采取在汽輪機調端、中部和電端3個平面組合加重模式，并且以中部加重為主。