1 000 MW機組葉片沖蝕補焊引發低壓轉子振動問題的分析及處理

李明成，姜連軼

(1.大唐東營發電有限公司，山東 東營 257200；2.大唐東北電力試驗研究院有限公司，吉林 長春 130051)

0 引言

我國因電力結構轉型使得電網中的峰谷隨之加大，使越來越多的大容量火電機組必需加入調峰過程[1-2]，給機組的運行帶來了更多安全和穩定性的挑戰。以軸系為例，振動超標問題在多類型機組中廣泛存在，并且大范圍負荷調整過程中振動問題更為嚴重[3]；其中，大容量機組調整電網峰谷過程需時常保持低出力模式，末級葉片由于蒸汽流量減少產生的沖蝕越來越嚴重，導致轉子質量不平衡，進而造成振動超限問題[4]。長期以來，機組振動超限治理都是研究熱點之一，很多學者在各方面都做出了一系列工作。

在理論研究方面主要集中在非線性動力學[5]和有限元模型[6]，在理論上可建立較為精確的機組振動特性模型，進而指導實際機組的調整；在試驗處理方面，有學者結合最優化方法[7-8]，對軸系進行動平衡以解決振動超限；也有學者認為，分析噴嘴形式以優化進汽方式也會改善機組的運行穩定性，因此提出各種配汽優化設計方法以改善由于汽流不均衡導致的振動超限[9]。實際中，大容量機組的振動故障現象和機理更加復雜，有學者利用同材質補焊方法[10]解決葉片沖蝕故障，但由于無法精確控制補焊材料質量分布，也會出現質量分布不均勻導致的振動超限問題。然而，現有公開權威研究成果未見相關現場處理葉片補焊引起振動問題的詳細介紹。

本文以某廠1 000 MW火電機組的轉子實際振動問題為實例，針對如何處理由于補焊物料分布不均勻導致軸系振動超限問題進行了較為詳細的介紹，并通過分析機組在不同工況下的振動數據，證明該處理方案的有效性，這對實際指導大型汽輪發電機組的振動超限故障處理具有重要意義。

1 設備軸系概況

某電廠2號機組為超臨界1 000 MW汽輪發電機組，軸系由高壓轉子、中壓轉子、低壓Ⅰ轉子、低壓Ⅱ轉子及發電機轉子組成，轉子間采用剛性聯軸器連接，各轉子均由兩軸承支撐，高壓轉子、中壓轉子四個軸承為6瓦塊可傾瓦軸承，低壓Ⅰ轉子、低壓Ⅱ轉子及發電機轉子六個軸承為橢圓瓦軸承，機組軸系如圖1所示。機組的兩個低壓轉子采用對流布置型式，一階臨界轉速為1 194 rpm，二階臨界轉速高于4 400 rpm。

圖1 機組軸系示意圖

機組A級檢修期間發現低壓Ⅰ轉子及低壓Ⅱ轉子正向、反向末級葉片受濕蒸汽沖蝕嚴重，葉片普遍沿徑向損傷約250 mm，寬度約5 mm。葉片受沖蝕將縮短葉片疲勞壽命和使用壽命，影響機組安全性，同時也降低了機組的經濟性[11]。未處理低壓轉子葉片沖蝕問題，電廠對受損葉片進行了同材質補焊，但由于現場條件限制，無法精確控制補焊材料的質量分布。

2 低壓轉子振動現象

2.1 沖轉過程中低壓Ⅰ轉子振動現象

機組A級檢修結束后啟動，開始800 rpm定轉速暖機時，6x(低壓Ⅰ轉子后軸承)軸振為65 μm，較修前20 μm顯著增加；同時定轉速暖機過程中6x軸振出現爬升現象，至暖機結束振動幅值上升至91 μm。繼續升速至1 120 rpm時6x軸振達到230 μm，機組打閘停機，振動趨勢如圖2所示。在后續3次啟動過程中，運行人員嚴格控制機組盤車時間、轉子偏心、軸封供汽及主再熱蒸汽參數，但均因6瓦振動大未能通過低壓轉子一階臨界轉速。

圖2 低壓Ⅰ轉子振動爬升趨勢

2.2 定速后低壓Ⅱ轉子振動現象

當機組轉速由2 500 rpm上升至3 000 rpm過程中，7x、8x(低壓Ⅱ轉子前、后軸承)軸振隨轉速升高而升高，具體數據見表1。7x軸振由61.9 μm上升至95.7 μm，8x軸振由95.5 μm上升至125.8 μm，8x軸振偏高；7x、8x軸振以一倍頻為主，升速過程一倍頻相位也發生了較大變化，7x一倍頻相位由321°變化至110°，8x一倍頻相位由230°變化至267°，7x、8x軸振呈現反向分量為主的現象。

表1 升速及定速后低壓Ⅱ轉子振動數據

3 振動分析及處理方法

3.1 低壓Ⅰ轉子振動分析及處理

通過分析6x軸振頻譜數據，發現其振動以一倍頻為主，屬于強迫振動。根據800 rpm定轉速暖機時6x軸振持續上漲的現象，判斷振動原因為動靜碰磨，轉子在低于一階臨界轉速下發生碰磨，引起振動發散[12]。碰磨原因為轉子一階振型撓曲過大，造成動靜間隙較小，且低壓缸的剛度較低，若背壓出現變化極易引起變形，造成動靜間隙消失，動靜部件發生碰磨。現場決定通過減少軸振，即一階振型撓曲的方法避免動靜部件發生碰磨。結合機組檢修中進行了低壓缸末級葉片補焊的工作，分析低壓Ⅰ轉子不平衡質量由末級葉片補焊材質分布不均造成，不平衡質量位置應在末級葉輪處。

根據分析結果在低壓Ⅰ轉子正、反向末級葉輪平衡孔內加同向配重，兩側配重質量均為400 g。加重后機組啟動，800 rpm暖機轉速下6x軸振穩定在27 μm，無上升趨勢。此外，在通過一階臨界速度時6x軸振75 μm，機組順利通過一階臨界轉速。

3.2 低壓Ⅱ轉子振動分析及處理

如表1所示，額定轉速下7x、8x軸振均以一倍頻為主，振動屬于強迫振動，且相位以反向分量為主。分析認為低壓Ⅱ轉子二階不平衡質量同樣由末級葉片補焊材質分布不均造成，不平衡質量分布在轉子末級葉輪處。為解決額定轉速下轉子的振動問題，現場在低壓Ⅱ轉子兩側末級葉輪處安裝配重，以平衡二階不平衡質量，兩側各安裝配重260 g。處理后機組再次啟動，升速過程低壓Ⅱ轉子振動數據見表2。

表2 處理二階振動后的低壓Ⅱ轉子振動數據

7x、8x軸振雖然也隨轉速升高而升高，但幅值較加重前明顯下降，2 500 rpm轉速下7x軸振32.6 μm、8x軸振53.2 μm，定速下7x軸振45.8 μm、8x軸振69.6 μm，且7x一倍頻相位137°、8x一倍頻相位255°，較加重前的110°和267°變化不大，說明加重位置準確。由圖3可知，7x和8x安裝配重后通頻和一倍頻振動問題都得到了解決。

圖3 處理后振動幅值對比

4 結論

本文通過分析某1 000 MW汽輪發電機組處理低壓轉子末級葉片沖蝕，進行葉片同材質補焊后，啟動及定速的實際振動問題，根據機組在多狀態測試下的振動情況，可得出如下結論：

(1)大容量汽輪發電機組調峰運行，低壓轉子末級葉片會產生嚴重的沖蝕，出現了故障后可及時對其進行同材質補焊，在一定程度上可以增加轉子使用壽命。但由于補焊物料無法精確控制，極易影響轉子的質量分布；

(2)低壓轉子葉片同材質補焊后，質量分布的變化主要影響臨界轉速下的一階振型和工作轉速下的二階振型，由于低壓缸剛度較低，同時還會引起動靜碰磨問題，本文通過分析6x軸振爬升現象和8x軸振過大等現象，證明了該觀點；

(3)處理葉片同材質補焊引起的振動問題，可以分別在相應位置安裝同向配重和反對稱配重，能有效減小轉子的軸振問題，避免了動靜部件之間的接觸碰磨，通過監測長時間運行500 MW和800 MW工況下的軸振通頻指標，低壓轉子振動問題在低負荷下和高負荷下都得到了改善。表明本文所述的處理技術可作為行業內參考。