大型机组汽轮机大轴弯曲原因
分析及防范措施探讨
冯 治
(宝鸡第二发电有限公司 721405)
摘 要： 本文列举了大轴弯曲的一些事例，强调了防止大轴弯曲的重要性。从汽轮机转子动静摩擦和汽缸进水两类故障现象出发，指出由于操作不当引起转子局部温度梯度过大，导致转子产生塑性变形，最终产生大轴弯曲的机理。文章列举了导致大轴弯曲的十类原因，提出了防止大轴弯曲的十项措施，给机组的优化设计和现场运行提出了指导性意见 关键词： 汽轮机；转子；大轴弯曲；反事故措施；疏水；振动；二十五项重点要求
Cause Analysis and Technical Countermeasures for Rotor
PermanentBending of Large Steam Turbine
Abstract： This paper has enumerated a lot of examples of rotor shaft permanent bending，and has emphasized the importance of prevention for rotor shaft permanent bending .To start from two kinds of fault phenomena： rotating and static parts friction & water entering cylinder，it is pointed out that rotor exceptional local temperature gradient would be caused by fault operation，resulting in rotor plastic deformation and
finally rotor
shaft permanent bending．The authors have enumerated 1 0 kinds of reason that causes rotor shaft permanent bending I at the same time，put forward 1 0 optimization measures to prevent rotor permanent bending as directive opinion to local operation and the optimization design of unit．
Key words： steam turbine；rotor；permanent bending of rotor；accident technical countermeasures；drainage； vibration of shaft；25 items key requirements 0 前言
汽轮机转子大轴永久性弯曲是重大恶性事故，国内从50MW 至660MW 机组均曾发生，其中尤以200MW 机组突出。据统计，华北电网1995年内网内3台机组发生了大轴弯曲事故，还有一台300MW 和200MW 机组热态启动时发生进冷水和冷汽，因发现及时，处理果断、正确，未发生永久弯曲。至1997年东北电管局所辖电厂44台200MW 机组，共发生大轴弯曲9次河南省自1988年先后有4台汽轮机发生弯曲，仅1996年就有两根转子发生弯曲；广东省2003年又发生一台300MW 机组大轴弯曲事故，从1992年至2003年期间，共发生大轴弯曲事故次，容量从125MW 到300MW 均有，其中有国产机组，也有俄罗斯制造的机组。沙角C厂3号机660MW 机组在英法联GEC-ALSTOM
公司调试期间也发生了中压转子弯曲的恶性事故。汽轮机转子大轴弯曲后的效正耗费大量人力、物力，且停机修复时间长，还使转子寿命受损，甚至可能导致报废，造成巨大的经济损失。为此原国家电力公司反复强调，在“二十五项重点要求”中明确了具体的反事故措施，起到明显效果，但大轴弯曲事故仍然时有发生。 1.大轴永久弯曲机理
汽缸部件的温差将产生热变形，过大的变形将导致动静部分摩擦。由于轴本身单侧摩擦，局部区域骤热膨胀，因受周围温度较低部分的限制而产生压应力。若应力大于该温度下转子材料的屈服极限(该值随温度的升高而降低)，转子局部便产生压缩塑性变形，当内部温度均匀后，将有残存的拉应力，塑性变形不会消失，受热部分的金属受压而缩短。完全冷却时，轴就会向相反方向弯曲，摩擦伤痕处于轴的凹面侧，产生永久弯曲。另一种情况是，如汽缸进水等，转子本身上下温差达200\以上，热应力计算结果表明，同样会使冷却部位的热(拉)应力超过屈服极限，产生永久性弯曲。当转子内部温度均匀后，被冷水浸泡的部位将从转子弯曲的凹面转为凸面 。一般而言，除个别情况，大部分机组弯曲的部位多发生在高压转子调节级前轴封处。统计表明，86 的弯曲事 故是由于转子碰磨引起，而其中80 以上是在机组热态起动时发生。
2 导致大轴弯曲的原因
总结国内若干大型机组发生转子大轴弯曲的事故，引起转子大轴弯曲的原因很多，典型如下： (1)停机后给水通过高压旁路减温水和高排
逆止门倒入高压缸，或给水泵中间抽头未关闭，再热减温水门漏，水进入再热器母管，流向高压缸排汽管，而高排逆止门不严而进入高压缸。
(2)锅炉水压试验结束后热态启动，阀门不严密，疏水不充分。
(3)热态启动，为控制差胀供低温轴封汽。轴封供汽门不严，低温蒸汽经轴封供汽门漏人汽缸。轴封供汽前疏水不充分。 (4)汽机空转或低负荷下(约15％ 额定负荷)，使用过、再热器喷水控制蒸汽温度，喷水量和蒸汽流量比例失调。正常运行或滑参数停机过程中锅炉操作不当，致使主、再热蒸汽温度急剧下降，或冲转参数不满足与缸温的匹配或过热度 不够。
(5)转子材质不佳，加工不良，热处理不当，存在残余应力，运行时应力消失；运输或存放不当，受机械外力作用；存在较大的原始动不平衡量，检修调整不当，轴承跑偏，动静间隙偏小。
(6)除氧器、凝汽器或加热器满水，倒流至汽缸。一种情况是低加疏水泵出口门未关，而逆止门不严，使凝结水返至低
加，造成低加满水。
(7)一阶临界转速下出现较大振动未引起足够重视或处理不当，强行硬闯临界，或热态起动时不恰当的“中速暖机”，或未查明事故原因(尤其是振动大)情况下多次连续起机。 (8)疏水系统设计不合理，高压缸夹层加热装置使用不当，汽缸上、下缸温差大。汽缸测点温度坏，无法监视上、下缸温差。
(9)盘车故障，或因为大轴临时弯曲、轴承等原因导致盘车投不上的情况下强行盘车。汽门漏汽致使盘车跳闸，冲至低转速，转子受到不对称加热。
(10)差胀控制不好，滑销系统结构不良，起动过程中汽缸膨胀不畅，或汽缸检修、设计不完善，导致汽缸与转子发生轴向碰磨。
3 防大轴弯曲反事故技术措施若干 问题的探讨 3．1 振动保护定值
许多机组发生大轴弯曲均与振动大有关系。为此，国家电力公司“二十五项重点要求”重申并规定了机组在起动和运行中轴承和轴振动的要求值和极限值。强调了在机组起动或运行中振动超标的打闸停机条件，特别强调要高度重视振动相 对变化值，轴承振动变化±0．015mm或相对轴振动变化±0．050mm，就应查明原因并设法消除；当轴承振动突然增加
0．050ram 时，就应立即打闸停机[2 ]。目前机组振动监测装置一般比较完善，可同时实现在线监测各轴承处轴颈和轴承盖的振动，并实现保护功能。事实上要靠人工监视和判断上述条件却很模糊，如：如何定义“突然”增加0．050mm，对于一台负荷高峰期满负荷运行的大型机组，发生上述情况时，即使立即监视到，往往打闸犹豫、迟疑也是情有可原的，况且还存在不同专业人员看法不一的情况；又如机组起动过程中，通过临界转速时，轴承振动可以放宽至0．1OOmm(相对轴振动值超过0．260mm)，而一般ETS已经将轴承振动保护定值设置在0．08mm，起机过程执行何值。若为冲过一阶临界转速暂时解除振动保护，采取人工监视打闸，又违反了规程和“二十五项重点要求”。鉴于目前通过DCS和ETS实现保护逻辑的修改非常方便，建议对振动大保护的逻辑进行修改，就像DEH 实现在临界转速区域自动更改升速率为500r／min／min一样，可以将振动保护值自动在临界转速区更改为 0．1OOmm。这样，既不违反规程，也利于机组起动顺利通过临界。根据实践经验，明确轴承振动突然增加0．050mm 的定义，通过DCS计算机实现报警(轴承振动变化±0．O15mm或相对轴振动变化±0．050mm)和保护停机(轴承振动突然增 加0．050mm)是非常方便的。为防止信号干扰造成的误动，可采取适当的延时，引入其他辅助信号，如某个轴承振动的信息(包括振动绝对值及变化速率)再综合相邻轴承振动绝
对值及变化值。 3．2 轴封汽源
根据缸温选择供汽汽源，以使供汽温度与金属温度相匹配是对轴封的基本要求。热态启动时应严禁使用轴封低温汽源，尤其是除氧器来的饱和蒸汽。目前一些大型机组面临的困难是，在冷态和极热态是很明确的，可以分别选择辅助厂用 蒸汽和主汽高温汽源(或参混)，但一些机组(如125M 机组)没有设计高、低压轴封分供，在温态和热态起动时轴封汽源难以实现与缸温匹配，往往高、中压缸和低压缸产生矛盾。另外，一些机组规定轴封汽温度与轴封段壁温差不大于30℃却是一个模糊的概念。因为，轴封段壁温不知，只能参考缸温。轴封用汽量不大，喷水减温调节容易使喷水量和蒸汽流量的比例失调，甚至导致轴封带水，产生严重后果。建议加强基础研究，制造厂应给出轴封段壁温与缸温的关系曲线，以便指导生产；轴封减温水调整门的选择也应慎重、合理， 具有较好的调节特性。 3．3 疏水系统
疏水系统应保证疏水畅通。疏水联箱的标高应高于凝汽器热水井最高点标高。高、低压疏水联箱应分开，疏水管应按压力顺序接入联箱，并向低压侧倾斜45。。疏水联箱或扩容器应保证在各疏水门全开的情况下，其内部压力仍低于各疏水 管内的最低压力。冷段再热蒸汽管的最低点应设有疏水点
_2q]。汽缸和管道的疏水从疏水扩容器返回汽缸是非常严重的问题，在一些机组上时有发生。制造厂和设计院在防汽缸进水和冷气方面一般均采取有效措施，普遍参照了美国ASME TDP-l-1980(1998)的建议，但须注意不同机组的实际情况并不一样。如某125MW 机组每次温、热态开机及甩负荷后均会出现中压内下缸温度下降的现象。特别是在机组高负荷跳机后，该温度急剧下降，造成中压内缸上外壁、外缸内壁和内缸上、下缸温差高达60℃ ～110℃左右。对疏水系统检查发现，原设计只考虑了正常运行或机组冷态启动时疏水压力高低分布，而未考虑温、热态开机以及机组甩负荷后机组再启动的情况。此时，锅炉蒸汽参数高，机组冲转前规程要求开启本体和主蒸汽管道疏水，特别是电动主汽门前、后疏水门的开启，使大量高温、高压疏水和蒸汽进入高压疏水扩容器，使原本处于真空状态的扩容器处于正压状态，压力高至0．2 MPa～0．5MPa，部分低温蒸汽经疏水母管，再经高中压导汽弯管疏水管倒流回高中压缸内部，从而导致了中压内下缸外 壁和外缸内壁温度的下降，高、中压缸上 下缸温差增大。为此，将高压内缸组的集管从高压膨胀箱改接至低压膨胀箱。此外，将高、中压调门门杆漏汽和高压缸轴封第四腔室漏汽改接至三抽逆止门后，并增加一路至低压膨胀箱切换使 用。通过实施改造，经多年的实践证明，达到很好的效果，说明所施行的改造是成功的，也没有产生其他负面影响，保
证了机组的安全运行L4]。实践表明，管道和汽缸本体的疏水，同一段抽汽逆止门前后的疏水，即使属于相同的压力等级，也不宜接在同一集管上；门杆漏汽和高压轴封漏汽不宜接在逆止门前(与汽缸相通)，区分高低压疏水膨胀箱的压力等级也不可一概而论，否则容易导致汽缸较大的上、下缸温差。接人疏水扩容器管道的压力排列，应根据实际运行情况的高低和机组的运行方式等作出最优处理L5]。 3．4 中压缸上、下缸温差
由于大部分机组弯曲的部位多发生在高压转子调节级前轴封处，高压外缸上、下缸温差不大于5O℃和高压内缸上、下缸温差不大于35℃ ，是机组起动的前提条件，又是超过须立即打闸的项目，但中压缸上、下缸温差如何处理却没有明确规定。目前大型机组有高、中压合缸，也有分缸的形式。高压缸普遍采取双层缸的结构，而中压缸有双层缸，也有单层缸隔板套的结构，应当根据汽缸的具体结构，轴系支撑方式，转子安装原始弯曲的最大晃动值(双振幅)，最大弯曲点的轴向位置，结合检修和安装数据，制定明确的起机允许条件和打闸条件。 3．5 主、再热汽温骤降
机组正常运行时，主、再热蒸汽温度在10min内突然下降5O℃应立即打闸。但操作起来却有实际困难。一方面10min内突然下降5O℃是否表示温度下降的速率为5℃／min，若在5min
内下降了3O℃是否打闸。主蒸汽温度下降太快是过水的征兆，发生汽温骤降时，运行人员很难界定，在作出相应处理的同时不可能计时估算汽温下降的速率和范围。鉴于DCS实现主、再热蒸汽温度在10min内突然下降5O℃的计算非常方便，建议将该项反措纳入DCS，提供报警信号，供运行人 员参考。广东省沙角电厂c厂GEC—ALSTOM公司生产的660MW，目前已将该项反措做人了DCS，达到很好的效果。 3．6 闷缸
采取闷缸措施，实践表明可以消除转子的热弯曲，成功避免许多机组由于各种原因可能发生的大轴永久性弯曲口 ]。停机过程汽缸疏水及有关抽汽蒸汽管道疏水开启过早，尤其是排汽缸内余汽凝结，形成负压导致冷汽进入汽缸，加上疏水系统的设计不完善，容易造成上、下缸温差增大。当机组高负荷打闸停机后，缸温通常在350℃ 以上，此时冷汽水、冷 空气进入汽缸，可使缸壁温度与冷汽水间及上下缸间温度高达200\，缸体变形弯曲上拱，使轴颈与隔板汽封动静间隙消失，转子被咬合而使盘车跳闸。即使在正常停机没有其他意外的情况下，为减少热变形造成的转子永久弯曲，应对运行规程启停操作做出相应的规定。目前大型机组疏水系统典型设计是：停机过程在3O 、2O 和1O 负荷下分别由回路联锁作出相应开启低、中和高压疏水，升负荷时相反按次关闭。负荷小于额定1O 后，高、低压疏水膨胀箱全部疏
水门开启。若能对该设计进行修改，“负荷在3O 、2O 和1O 时开启相应管道和抽汽逆止门后疏水，但保持汽缸本体疏水直至盘车停用，高压上缸内壁达15O℃后开启”，可以更为有效地防止转子的热弯曲。在此之前接到机组起动的命令，于机组抽真空前开启各疏水阀充分疏水一次。冲转前，或冲转之后立即开启全部缸本体疏水。 3．7 高压缸夹层加热装置
高压汽缸夹层加热装置对于冷态起动时控制正差胀具有明显效果，机组滑参数停机过程也能有效控制负差胀。但若使用不当，则适得其反，可能导致较大的汽缸温差和转子的不均匀加热，必须慎用。夹层加热装置阀门不严，或设计各阀后没有压力表，管径和阀门阻尼特性差异，起动时为赶时间，在盘车状态或低、中速暖机时使用夹层加热装置调整汽缸的上、下缸温差，操作不当，造成严重后果。建议在冲转或盘车状态下严禁使用夹层加热装置来调整汽缸的上、下缸温差，正确的做法还是立即打闸，采取闷缸的措施，使缸体在热传导、辐射作用下，温度缓慢趋于均匀。一些大型机组从汽机本体设计如采取高窄法兰结构，加大轴向间隙等，取消了法兰螺栓和夹层加热装置，同样具有良好的机动性和调峰性能。
3．8 主、再热汽温的过热度
主、再热蒸汽过热度不低于50~C，但实际运行人员在各种温
度和压力下很难作出判断。一般情况是在运行规程中给出了饱和水蒸汽温度和压力的对照表，若没有很清晰的概念，对过热度的判断只有通过查表来估算，紧急情况下是不现实的。同样借助DCS强大的功能，可以将Ernst．schmidt发表而由Ulich．Grigull修订、更新的水和水蒸汽特性图表制成数据库，通过查询的方式很容易计算出主、再热蒸汽的过热度，若低于5O℃ ，作出报警处理。 3．9 汽缸上、下壁温度测点损坏
汽缸上、下缸温度测点损坏，起动中无法监视上、下缸壁温度也是造成大轴弯曲一个重要的原因。一般高压缸设在调节级后，中压缸设在再热第一级处。汽缸监测仪表对于运行人员了解和掌握机绍运行状态至关重要，如果没有完好、准确监测的仪表就等于失去了有效监督机组运行状态的眼睛。但发生汽缸温度测点损坏却是一件恼人的事，许多机组测点损坏发生在缸内部，需揭缸检修，机组未到大修期，仅为检修该温度测点而揭缸也延误了生产时间。一些现代化的大型机组如目前国内与外国公司联合制造的超临界600MW 机组，汽缸上的压力、温度测点均具备不揭缸更换的条件，因而建议新投产的机组，需具备不揭缸更换汽缸温度测点的条件。 3．1O 极热态起动蒸汽温度与汽缸温度的匹配
主蒸汽温度必须高于汽缸最高金属温度50~C，但不超过额定蒸汽温度。实际上对于一台极热态的机组，缸温往往在460~C
以上，对于高压缸或高、中压缸联合起动方式，要达到上述蒸汽进汽条件很困难。尽管冲转时高压缸的进汽参数高于缸温50~C以上的要求，经过调节级作功后，蒸汽温度下降，对之后的各级仍然是冷却。随着负荷的增加，蒸汽流量增加， 才逐渐转为加热。根据中压缸壁温测点的位置和中压级组设计特点，只要再热蒸汽温度与中压缸缸温相同即可满足起动冲转对蒸汽参数的要求。因而也有专家推荐中压缸起动方式_6]，应当注意到，无论何种起动方式，各有优缺点，不可一概而论。国外大型汽轮机制造商研究表明，负匹配冲转对机组寿命的影响最小。 4 结束语
通过上述分析可知：由于操作不当发生了动静碰磨和汽缸进水，使转子产生较大的温度梯度和超过屈服极限的热应力，导致转子产生塑性变形和弯曲；严格控制动静间隙，防止转子碰磨，合理关启汽、水系统，防止冷水倒灌可有效的避免大轴弯曲，严格执行并逐条落实《防止电力生产重大事故的二十五项重点要求》是规范操作的依据，是防止大轴弯曲的有力措施。 参考文献：
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