关于汽轮机轴瓦震动分析与处理及汽轮机调节级叶片断裂事故分析及处理

摘要：汽轮机为各种机械的设备动力供给，所以对汽轮机的维修保养十分重要。 其轴瓦、轴颈、叶片磨损对于整个系统都有着影响，为加强汽轮机组日常保养与维护，文章就汽轮机轴瓦、轴颈磨损及调节叶片断裂的分析与预防进行了简要的论述。

关键词：汽轮机轴瓦震动 叶片断裂机械事故分析处理

中图分类号：TK26文献标识码： A

一、轴瓦震动分析

汽轮机轴瓦振动是汽轮发电机组运行中常见的主要故障，严重影响着机组的安全运行和使用寿命。轴瓦垂直方向的振动，由于是机组运行直接监控的重要参数，另外由于多年来无数专家和科研人员的努力，在振动的分析和处理上已经形成了一套行之有效的办法。而轴瓦水平方向的振动，由于缺乏监控手段，往往在发现时已造成重大影响，导致不得不停机消除。本文结合处理消除轴瓦水平振动的经过，分析水平振动大产生的原因以及处理措施，得出处理水平振动大的几个结论，希望能在机组检修阶段注意消除导致振动的潜在因素，以避免运行中因水平振动大而导致停机或事故的发生。

1、200MW汽轮机#5, #4轴瓦水平振动大处理经过

某电厂#1汽轮机#5轴瓦水平振动的解决。其#1汽轮机系东方汽轮机厂生产的N200-130/535/535型汽轮机，于12月进行了通流部分改造。次年3月15日，该机在负荷从170MW升至220MW的过程中，#5轴瓦处突然响声异常，同时瓦盖振动明显.在线监测表计显示垂直振动为35μm，就地用测振表测量#5轴瓦瓦振值如下:垂直方向:37μm，水平方向:201 μm，轴向:189μm 。测量轴承箱结合面及汽缸和台板连接处差别振动均不大，都在30wm以下，被迫打闸停机。

停机后检查#5轴瓦及瓦箱内各部件。该机组#5轴瓦为椭圆轴瓦，靠四块垫铁固定在轴承箱内。检查发现#5轴瓦上垫铁接触很差，右侧仅角部有两个接触点，其余无接触痕迹。翻出轴瓦检查，轴瓦钨金良好，无磨损痕迹;下垫铁接触良好。检查低发转子联轴器各连接螺栓，各螺栓联结紧密，伸长值均符合要求，无松动现象。

处理结果是将#5轴瓦上垫铁修研，使其与瓦盖接触面积达到75％，并压紧力为140μm满足紧力要求(设计紧力100-150μm )。重新开机后#5瓦各向振动正常，均在要求范围内。

2、水平振动大的原因分析

根据事故分析，在轴瓦水平振动大现象出现的同时，轴向振动也都有增大的趋势。这是因为作为具有一定面积的轴瓦来说，动刚度的丧失不可能局限于水平或轴向的一条线上，往往是轴向和水平向综合作用的结果。从现场情况处理经过看，引起轴承座水平和轴向振动的原因绝大多数都是由于轴承座水平方向和轴向的动刚度分别存在差异引起的。200MW汽轮机组#1机#5轴瓦是由于轴瓦紧力的丧失也可归结为轴承的动刚度发生了变化而导致振动。

根据轴承轴向振动的刚度和振幅关系公式:

式中b---轴承座轴向宽度

h一轴承座高度

P一激振力奋轴瓦载荷

KA,KB一轴承座A, B两侧的支承动刚度

对于水平振动来说，也可以定性简化为按此公式进行分析，只不过将b值看为轴承座水平向宽度而已.从而可以认为，水平振动除去激振力影响的因素外，主要影响原因就是轴承座相对水平向的动刚度不对称，即轴承座水平方向的动刚度存在差异引起的。如12MW汽轮机组#2轴瓦水平振动大是由于二次灌浆松动，但左右两侧二次灌浆松动程度不同，从而使左右两侧刚度不同，在擞振力作用下，使左右两侧刚度约束程度不一致而产生了水平振动，即左右两侧基础的刚度不对称引起了轴瓦的水平振动:200MW汽轮机组#2机#4轴瓦水平振动大是由于瓦盖右侧螺栓松动引起的，由于右侧轴承箱与缸体连接螺栓松动，而左侧轴承箱与缸体连接螺栓紧力相对较大，这样就造成了左右侧的支持刚度存在很大的不同:300MW汽轮机组#1机#4瓦水平振动是由于低压内缸结合面左右两侧螺栓的松动使左右两侧的动刚度产生了极大的差异;200MW汽轮机组#1机#5轴瓦水平振动是由于轴瓦上垫铁左右两侧紧力偏差太大，使轴瓦呈现单侧紧力状态，左右刚度显现出明显的不一致。

二、汽轮机调节级叶片断裂事故分析

两台50MW汽轮发电机组，机组型号为C50-8. 83 /1. 301号机1月投入运行，2号机4月投入运行。6月4日，2号机组振动突然加大，12日开缸检查，发现第1级动叶片（调节级)3处共6片从根部断裂，转子返制造厂修理。

根据当时机组运行及叶片事故情况，制造厂家会同运行厂家对事故叶片进行了整级更换。更换时根据断叶片事故分析对叶片成组焊接剖口结构进行了改进，并增加了叶根侧部剖口焊。两个月后，2号机组振动再次出现异常，再次停机开缸检查，发现第1级动叶有3处共6片从根部断裂，同时有部分叶片出现裂纹。断口形式和部位与第一次断口发生了较大变化，但断纹基本相似。另外，第2. 3. 4级动叶型面部分有不同程度的损伤，末级叶片有3片顶部不同程度地向外突出变形。

1、原因分析

1）、设计分析

该机组调节级所用叶型为3. 4061，叶根为TG22该叶片从上世纪60年代开始在我国50MW高温高压汽轮机调节级上广泛采用，是一种成熟结构。制造厂在50MW抽汽式汽轮

机上从上世纪90年代初期开始使用，并根据机组运行工况进行了适当调整，使用情况一直良好。

2）、结构强度分析

该机组调节级动叶片材料为1Cr11MoV,节圆直径1 100mm，叶片数156个，汽道高度35mn，叶片宽度35mm,叶根采用TG22型T型叶根，叶片顶部自带围带，2片叶片成组，采用上、下V型剖口焊接，围带焊接前厚8mm,剖口深6. 5mm叶片安装好后，围带加工至中间9mm宽，厚6.1 mm,两侧厚4. 3mm

该叶片作为调频叶片考核，其A0型计算静频为4 514Hz所配喷嘴当量数为79. 4激振频率为3 950H z频率避开率为14. 3％，在型线底部的汽流弯应力为4. 5MPa (二阀开)其余应力均远低于标准考核值。

3）、叶片断裂原因初步分析

第一次采用2片成组，在围带处焊接和在叶片底部开坡口焊接，叶片的振动强度基本符合有关的技术标准和行业规范要求，但叶片的切向振动频率和轴向振动与激振力频率的避开率不大，考虑到调节级叶片变工况运行条件和叶片装配在叶轮上的实际松紧状况，当振动下传时，叶片组的切向振动模态和轴向振动模态与喷嘴激振力频率发生共振或接近共振，导致叶片中的动应力过大，造成疲劳破坏。

第二次采用2片成组，增加叶根匹配面焊接，避免第一阶切向振动模态的共振，轴向振动频率与激振力频率的避开率也有所改善，但轴向振动频率与激振力频率的避开率仍不是很大。焊接的热影响区造成叶片材料抗疲劳的能力降低和焊接原因引起的初始裂纹，加速了叶片的疲劳损坏。因此从振动应力的来源来看第一次和第二次的断裂有不同之处。

通过对TG22型叶片根部断裂金相检验分析，结论如下:

a叶根的断裂属于脆性断裂，裂纹扩展速度快，宏观断口上无明显塑性变形。

b裂纹源位于两叶根靠拢部位的焊&铁素体带处，这里既是强度弱化区，又是焊缝与母材截而不连续部位的应力集中处。

c裂纹主要以沿晶方式扩展，且环境介质的氧化加速了裂纹的扩展与腐蚀疲劳产生。

d叶片断裂机制主要以解理断裂为主，并兼有准解理断裂的混合。

e叶片服役期间若蒸汽温度控制不当，引起了水冲击，使振动加剧，还有叶轮实际运行转速过限，都会促使裂纹的旱期出现。

f叶片基体组织中晶界上的夹杂物也是应该控制的，这需要注意锻造时温度不能提高，且高温下停留时间也不宜过长，若控制不得当，不但晶界会出现夹杂物，&铁素体也会增多并出现聚集，从而降低基本材料的强度和断裂韧性。

2、处理方案及分析

根据机组情况，可有3种处理方案。

1）用3片成组焊接方式更换原有叶片;

2）采用2片成组电子束方式更换原有叶片;

3）采用调整喷嘴数，重新设计调节级的方式更换。

处理方案分析比较如下。

用3片成组焊接方式该方案吸收了前2片断裂的教训，改进依据如下:

a )3片成组焊接后，可将叶片的大型静频率从4 514H z提高到5 090Hz在激振力频率保持不变的情况下，计算的避开率可从14. 3%提高到28. 9％

b)顺部加装了燕尾围带。该结构可有效增加叶片顶部阻尼，这是目前各汽轮机厂广泛采用的一种减少动叶振幅的有效方法。

c)增加叶根宽度到26门111(原为22门111)该方法可在一定程度上增强叶根静强度和刚度，尤其增强叶片抵抗“Z"型振动的强度。另外可以避开第1阶切向振动频率，而且明显提高了叶片组的基本轴向振动频率。改进时，在工艺上采取一些措施，例如提高叶片组叶根和另外叶片组叶根间的过盈，叶根和轮缘配合紧度，降低振动的下传速度。

d）采用两片成组电子束焊方式

电子束焊是一种真空焊，有效避开了常规焊接应力，同时在该结构顶部加装燕尾围带，强度性能较好。该结构因与两片成组手工焊接结构是同一数学模型，对前面出现的断叶片原因没有根本改善。

e)采用调整喷嘴数

调整喷嘴数可有效改变激振频率，理论上是解决问题的一种有效方案，目前汽缸、转子结构限制，改变当量喷嘴数的幅度受到很大限制。必须从汽动和热力计算方而重新设计，对机组的热力性能可能带来不利影响，且时间较长，约需3个月一6个月。

总结：

针对以上导致汽轮机轴瓦轴颈磨损的原因及汽轮机调节级叶片断裂，进行分析及预防既是维修汽轮机轴瓦轴颈磨损与汽轮机调节级叶片断裂的预防关键，也是机组能够正常运行的关键。

参考文献：

陈汝庆.汽轮机原理及运行[M]北京:中国电力出版社，2000