关键词：汽轮机 高压转子 振动 低速动平衡
一、 概述
某电厂5号汽轮机是哈尔滨汽轮机厂生产的CN300-16.7/537/537型热电联产机组，形式为亚临界、一次中间再热、单轴两缸两排汽供热凝汽式机组。共配置6套轴承，高压转子对应1、2号轴承，高压排汽位于1瓦侧，中压排汽位于2瓦侧。如图所示。
该机组长期存在高压转子过临界振动大的问题，多次因1瓦大轴振动达到0.3mm而无法一次冲转成功，问题困扰厂方数年之久，期间采取多种故障排查措施进行尝试，最终得以确定故
障原因，圆满解决问题。
二、 故障分析及处理过程
5号机组2005年投产发电，当时是国内首台300MW供热机组。随着运行寿命的增长，轴承振动问题逐渐暴露出来。2008年12月15日机组揭缸检修，高压转子启动时在临界转速1696rpm下1瓦y方向轴振超过260μm，发生机组跳闸，被迫重新启动并提高升速率（500rpm）才通过临界转速。12月22日，降速过程中在1660rpm下1y轴振动达到262μm。启、停过程最大轴振波特图形接近，说明振动属于稳定振动。
为了进行分析和消除振动，首先采取不揭缸实施高速动平衡的方案。2009年4月28日，进行动平衡配重，因为问题不明朗，所以采取比较谨慎和保守的操作，配重量选择最小，分别在高中压转子两侧平衡孔内，加平衡螺栓0.29Kg，共计0.58Kg，启动后高压转子临界转速下轴振动均小于198μm。振动有变化，但由于配重量选择较小，所以变化不明显。
随着启动次数的增加，机组振动有增大趋势。10月20日，启动过程中高中压转子在临界转速下，轴振1x、1y最大达到219μm和234μm。10月28日启动中1瓦在1686rpm下因1y、
1x轴振动分别达到267μm、226μm，再次发生振动保护动作而跳机。分析认为疏水不畅导致问题变化，逐采取疏通调节级疏水管的临时处理，再次启动顺利升速到3000rpm。
鉴于高速动平衡和治理疏水两种措施具有一定效果，在2010年5月检修中，安排检查调节级疏水管道节流孔板，发现有少量焊渣等杂物；同时在高中压转子两端加重400g。启动中转子在1531rpm时1x、2x轴振动分别为162μm、118μm，在1743rpm下，1y、2y轴振动分别为200μm、130μm。7月28日连续3次启动，均因高中压转子临界转速振动大保护动作跳机。综合分析停机后高中缸温变化、高中缸内声音、疏水管道、盘车电流、高中压轴封洼窝、汽轮机低压转子振动历史趋势等情况，未见异常。确认振动问题未有新变化，然后将振动保护定值从257μm调整为310μm，连续盘车4小时后热态启动，在1569rpm下，南阳水氢发动机1x轴振动为230μm，2x轴振动为110μm，2y轴振动为110μm，在1720rpm下，1x轴振动为230μm，1y轴振动为301μm，2x轴振动为91μm∠140°，2y轴振动为135μm，勉强并网运行。11月9日启动中转子在1540rpm下，1x、2x轴振动分别为224μm、141μm，在1760rpm下，1y、2y轴振动分别为249μm、150μm。
2011年7月12日检修中再次检查，发现一抽逆止门前疏水管道堵塞，进行了处理。冷态
启动1540rpm下，1x、2x轴振动分别为204μm、138μm，在1760rpm下，1y、2y轴振动分别为253μm、153μm。
通过历次治理结果，振动特点和原因分析认为：
1） 汽轮机高中压转子临界转速下1x、1y轴振动偏大，振动频率以基频为主，是普通强迫振动；
2） 2011年7月27日启动中高中压转子临界转速下1x、1y轴振动大于6月21日，1y轴振动增大了55μm以上，说明高中压转子临界转速下1x、1y轴振动有增大趋势；
3） 高中压转子冷态启动过临界振动大于热态启动；
4） 高中压转子临界转速下呈现明显一阶振型模态，并且1x、1y轴振动大于2x、2y轴振动；
5） 工作转速和带负荷下，1x、1y轴振动变化不大；高中压转子两端轴振动相位基本同相，1x、1y轴振动大于2x、2y轴振动。
最终认为引起汽轮机高中压转子临界转速下1x、1y轴振动偏大的原因，是高中压转子存在很大质量不平衡。而横向比较其它西屋引进型300MW机组，华电漯河#2机组、许昌龙岗#1机组均存在类似临界振动大的问题，也从侧面说明了该问题可能属于设计方面引起的具有共性的易发问题，本次振动治理对指导类似机组的问题处理，意义重大。
问题原因明朗后，决定利用机组大修时机进行彻底处理，采取动平衡方案以消除质量不平衡。
三、 高压转子低速动平衡实践
目前国内外汽轮机转子动平衡技术按支承特性不同，分为软支承平衡技术和硬支承平衡技术两种，通俗讲分别对应高速和低速动平衡。
高速动平衡适用于挠性转子，一般大型汽轮机出厂时均进行该类动平衡。其特点是必须配备真空防护室，平衡转速高于转子与支承系统固有频率，在转子工作转速范围内进行无级调速；除能测量支承的振动或振动力外，还能测量转子的挠曲变形，它配备有抽真空系统、润滑系统、润滑油除气系统和数据处理用计算机系统等庞大的辅助设备。
低速动平衡的转速低於转子与支承系统固有频率，平衡机的支承刚度大，传感器检测出的信号与支承的振动力成正比。转子放置在左、右支承架上，电动机经变速机构、联轴器驱动转子旋转。转子不平衡产生的支承振动由左、右传感器转换成相应的电信号，经过平面分离电路处理后，输出信号分别与左、右校正平面上的不平衡量有关。同时，与转子同轴旋转的参考相位发生器发出参考信号。上述两种信号同时输入测量电路，经滤波、放大后检测出校正平面上不平衡量的大小和位置，并分别在指示器上指示出来。
考虑到返厂高速动平衡工期较长路途遥远，果断采取现场低速动平衡实施方案。本次使用的低速动平衡机为美国产IRD290动平衡机。高压转子动平衡设备安装就位，吊装高压转子到平衡台，进行试运转及设备调整，转子标识孔与平衡机对应角度235°；平衡转速设置为180rpm左右。高压转子基本重量27776kg；配重半径：高压排气侧配重平面（简称高排）是525mm、中间过桥（简称中间）配重平面467mm、中压排气侧（简称中排）配重平面440mm。评价动平衡效果采用标准单位g·mm/kg（下述简写为g）。
初次启动动平衡机，经过2个小时盘动转子消除垂弧，测量获得1、2瓦振动为83μm∠27°、82μm∠34°，预估高压转子不平衡量：中排1267g∠65°、高排649g∠56°。由于
转子现有不平衡块数量多、重量较大，占用较多配重孔，导致配重困难，所以将原有高排侧及中排侧所加动平衡块全部去除，保留转子中间原有配重。
再次动平衡，测量获得1、2瓦振动150μm∠349°、147μm∠64°，预估高压转子去除平衡块后的不平衡量：中排1420g∠5°、高排1546g∠46°。
进入试加重阶段，中排试加重574g∠5°，测量1、2瓦振幅113μm∠9°，140μm∠49°；高排侧试加装857g∠53.5°，振幅240μm∠351°、181μm∠129°，由此获得转子不平衡量：中排2743g∠71°，高排957g∠126°。
重新分配两侧试加重质量，中排侧试加重1627.8g∠72°，测量1、2瓦振幅88.3μm∠254°、241μm∠42°；高排侧试加装850g∠93°，振幅230μm∠10°、74.6μm∠176°；精确标定转子不平衡量：中排2383g∠62°，高排侧1226g∠79°。
根据不平衡量左右两侧粗配重，中排侧计算配重2129g∠62°，高排侧计算配重1242g∠79°；配重后转子不平衡量显著下降，测量1、2瓦振幅53.2μm∠344°、66.7μm∠139°；配重后不平衡量：中排侧370g∠72°，高排侧218g∠162°。
按现有不平衡量及相位合成调整，将高排及中排两侧平衡块移动至高压进汽配重位置。确定配重分配方案：相位70°，高排3块平衡块合计863g，中间6块平衡块合计1734.5g，中排3块平衡块合计601g。配重后1、2瓦振幅111μm∠339°、117μm∠153°，剩余不平衡量：中排侧661g∠40°，高排侧288g∠199°。根据上述不平衡量，增加平衡块：中排侧578g∠40°，高排侧287g∠199°。
经过反复数次测量及平衡块位置逐个孔精细微调，转子不平衡量进一步下降，最终达到试验目的：前后两端残余不平衡重量分别仅存27.6（g·mm/kg）∠101°、16.4（g·mm/kg）∠87°，平衡台测量1、2瓦振幅为5.28μm∠284°、5.93μm∠105°。试验结果良好，至此，低速动平衡结束。
四、 结束语
大修后5号机组启动，从启停机及运行状况观察，整体振动正常，过临界最大1瓦轴振0.15mm，带负荷运行中1瓦轴振最大仅为0.05mm，达到优秀标准，解决了困扰多年的问题。本次低速动平衡的圆满成功，为大修节省了大量的人力、物力以及时间成本，为国内其它引进西屋技术汽轮机组的振动处理积累了经验。
参考文献：
施维新，汽轮发电机组振动及事故-北京：中国电力出版社，1998.10
作者简介：刘少恒，1977年出生，工程师，长期从事火电厂旋转设备振动管理、汽轮机专业设备管理工作。
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