超临界机组振动问题分析及对策

TPRI超临界压力汽轮机蒸汽激振问题分析及对策一、问题的提出1客观上大型汽轮机高压转子存在蒸汽激振的可能性◆蒸汽参数（温度、压力、密度、流速）的不断提高；◆密封间隙的减小；◆轴系柔性增加、临界转速降低及工作转速/临界转速比率增加。前两因素均引起蒸汽激振力的增大，且该不稳定力对转子动静间隙、密封结构以及转子对汽缸对中度的灵敏度提高，后一因素使转子-轴承系统振动稳定性下降。因而机组轴系存在蒸汽激振不稳定自激振动的可能。TPRI2国内外运行的超临界机组(包括一些亚临界机组）高压转子已有发生蒸汽激振故障的实例3蒸汽激振的危害◆过大的振动引起机组跳机；◆限制了机组的负荷；◆低频振动对轴系机械的破坏性更大；◆处理麻烦，费时费力，且有时收不到较理想的效果。TPRI二、汽轮机蒸汽（间隙）激振的机理与特征1轴系振动稳定性概述1.1定义轴系振动稳定性属于自激振动的范畴。自激振动是指振动体自身所激励的振动，其与转子质量不平衡等无直接关系，而是由于机械振动系统内部的力激发起来的。维持自激振动的能量来源于系统在本身运动中获取的能量。系统一旦失稳，振幅将随时间迅速发散（线性系统）或呈极限环轨迹（非线性系统）。TPRI1.2汽轮发电机组的常出现的自激振动1.2.1油膜涡动和油膜振荡汽轮发电机组自激振动大多由支持轴承的油膜失稳造成的。油膜涡动是油膜力激发的振动，此时正常运行条件的改变（如倾角和偏心率）引起油楔“推动”转轴在轴承中运动，因而在旋转方向产生的不稳定力使转子发生涡动（或正向进动）。如果系统内存在足够大的阻尼，则转轴回到其正常位置，变得稳定；否则，转子将继续涡动，出现较大的不稳定振动。因其出现时的振动频率为同步振动频率的40％～48％，接近转速频率的一半，也常称为油膜半速涡动。当机器出现油膜涡动不稳定，而且油膜涡动频率等于系统的某一阶固有频率时就会发生油膜振荡。TPRI通常油膜涡动产生原因如下：◆其过大的轴承磨损或间隙；◆不合适的轴承设计；◆润滑油参数的改变；◆轴承承载的变化等。油膜涡动和油膜振荡的振动特征：◆振动具有突发性，且与运行转速有关；◆振动的消失具有一定的滞后性；◆通常先发生油膜涡动，后发生油膜振荡；◆油膜涡动振动频率接近转速频率的一半，油膜振荡频率等于转子系统的一阶固有频率；◆通常一旦发生油膜振荡，无论转速继续升至多少，涡动频率将总保持为转子一阶临界转速频率。TPRI消除和减小油膜涡动和油膜振荡的措施：◆改变轴承型式；◆增大轴承比压；◆降低润滑油的黏度；◆减小轴承顶隙等。1.2.2蒸汽激振1958年德国Thomas在研究蒸汽轮机时首先提出。1965年美国Alford在研究航空发动机稳定性时也指出该问题。TPRI2蒸汽激振机理2.1叶顶间隙激振力叶轮偏心时，蒸汽在不同间隙位置处的泄露量不同，使作用在各个叶轮的圆周切向力不同产生一作用于叶轮中心的横向力（合力）。该横向力垂直于叶轮中心偏移方向，将给转子运动输入能量，而形成涡动。在一个振动周期内，当系统阻尼消耗的能量损失小于横向力所做的功，这种振动就会被激发产生自激振动。TPRI叶顶间隙激振力通常称为Alford力，其大小与间隙激振因子和偏心率成正比。叶顶间隙激振因子大小与叶轮的级功率成正比，与动叶的平均节径、高度和工作转速成反比。其数学表达式如下：对于带有围带汽封的动叶，该间隙激振因子因围带汽封蒸汽的不均匀流动产生附加力而有所放大，尤其是反动度较小的冲动式汽轮机，间隙激振因子较反动式汽轮机大2-4倍。β为蒸汽泄露损失系数，其正比与级的等熵焓降的变化，一般要通过实物机组试验来获得。yxqqFFqyqx00PHnDqP9549TPRI2.2密封流体力由于转子的动态偏心，引起密封封腔室中蒸汽压力分布的不均匀，其结果产生一垂直于转子偏移方向的合力。与前者一样，该横向力使转子运动趋于不稳定。在密封中蒸汽产生的动力特性数学描述较为复杂，根据国内外研究一般认为密封的该横向力是由以下几种效应引起的：●Lomarkin效应●气体弹性(Alford)效应；●轴承气体摩擦和气体惯性效应；●螺旋流效应；●二次流效应；●三维流效应等。TPRI研究表明，在不同的部位产生的蒸汽激振力的机理不同。在高、中压转子的密封间隙处（主要指围带密封处，该处汽流的流速较高）主要由螺旋流效应引起的，密封力形成源于高速旋转的转子对密封中蒸汽介质的吸卷作用。当转子在密封中的偏心运动为相对于几何中心的小偏心运动时，其动态力可简化用类似于描述轴承动力特性的4个弹性系数和4个阻尼系数表示：该密封动态力的大小与密封进出口汽流参数、密封的结构参数、密封的间隙及转子在密封中的偏心运动有关。..yxBBBByxAAAAffyyyxxyxxyyyxxyxxQyQxTPRI在转子端部轴封处和隔板密封处的间隙激振力主要是由于气体弹性效应和二次流效应引起的。当转子存在偏心和倾角时，在汽机端部将产生气体弹性效应和二次流效应，其中气体弹性效应只有在汽封齿进口间隙大于汽封齿出口间隙（收敛型）时，才会导致“负阻尼”作功，转子趋于失稳；但当汽封齿进口间隙小于汽封齿出口间隙（发散型）时，可产生一正阻尼力，其有助于提高转子的稳定性。TPRI2.3作用在转子上的静态蒸汽力由于高压缸进汽方式的影响，高压蒸汽产生一作用于转子的蒸汽力，其一方面其可影响轴颈在轴承中的位置，改变了轴承的动力特性（因轴承载荷变化）而造成转子运动失稳，另一方面使转子在汽缸中的径向位置发生变化，引起通流部分间隙的变化。在喷嘴调节汽轮机中该蒸汽力是由于部分进汽引起的，通常考虑到汽缸温差方面的因素，喷嘴调节模式运行时首先开启控制下半180°范围内的喷嘴的调节汽阀，一般是下缸先进汽。调节级喷嘴进汽的非对称性，引起不对称的蒸汽力作用在转子上，在某个工况其合力可能是一个向上抬起转子的力,从而减少了轴承比压，导致轴瓦稳定性降低。此力的大小和方向与机组运行中各调门的开启顺序、开度和各调门喷嘴数量有关。TPRI3蒸汽激振的振动特征◆振动产生于高参数、大容量机组的高压转子或高中压转子；◆振动敏感于负荷，且一般发生在较高负荷工况；◆振动与某一门槛负荷关系密切、重复性较好；◆振动有时与调门的开启顺序和调门开度有关，通过调换或关闭有关阀门能够避免低频振动的发生或减小低频振动的幅度；◆蒸汽激振产生的自激振动为转子的正向进动；◆振动频率为低频，与工作转速无关，通常以接近工作转速一半的频率分量为主，严重时有时振动频率与转子一阶临界转速频率，该振动也会呈现其它一些谐波频率分量。TPRI三、蒸汽激振对轴系稳定性的影响1超临界机组轴系振动稳定性理论分析中应按转子-轴承-蒸汽系统模型进行计算实际的汽轮机转子是由若干级叶轮组成，除其两端受到支撑轴承的油膜力作用外，在相应的叶顶和轴封处还受到蒸汽激振力的作用，故要建立其精确的数学模型较为困难。通常是将转子－轴承-蒸汽系统进行模化处理，将其离散为N个集中质量园盘的节点,其间用N-1个无质量的弹性轴段相连。有关的轴承油膜力、叶顶间隙激振力和密封间隙激振力的影响施加到与轴系相关的若干个节点上。TPRI对于由园盘和弹性轴段组成的第ｉ个单元,它们左、右两端的力和位移状态矢量关系可用传递矩阵[T]来表示,即:[Z]iR=[T]i[Z]iL1根据相邻单元间状态矢量的相互关系,最后一个单元和第一个单元的状态矢量关系可用总传递矩阵[U]表示,即:[Z]NR=[U][Z]0L2其中：[U]=[T]N[T]N-1…[T]1[T]03每一个单元的传递矩阵可以表示成系统特征根P的二次多项式形式,即:[T]i=[I]+[T]i(1)P+[T]i(2)P24根据转子－轴承系统的边界条件,可得到以行列式表示的特征方程,即:Det[D]=05TPRI上式展开并整理后得到如下多项式方程:C0+C1P+C2P2+…+CN-1PN-1+PN=06通过数值叠代法可以求出该代数方程的特征根。系统的特征根一般为共轭复数形式,即P=λ±iΩ。其中实部λ为阻尼系数,虚部Ω为系统的涡动频率,而其对数衰减率数学表达式为δ=-2πλ/Ω,如果δ大于零则系统稳定,反之则系统失稳。根据上述传递矩阵-多项式方程原理编制了转子-轴承-蒸汽系统的振动稳定性计算程序。通过计算转子轴承系统的各阶阻尼固有频率，可求出其对应的对数衰减率，进而确定定系统运动的稳定性，并进行轴系优化设计。该程序可以考虑轴承油膜特性、叶顶间隙激励、迷宫密封流体激励、轴段的剪切变形、园盘转动惯量和陀螺效应以及温度对材料弹性模量的影响等因素。TPRI3算例分析3.1某压缩机转子算例该压缩机转子结构如下图所示。其由两个完全相同的圆柱型轴承支承，轴承内径50mm,宽度30mm，用22#透平油，轴承润滑油压力和温度分别为大气压和室温。园盘直径150mm，宽度100mm。转轴和园盘材料为45#钢，材料密度为7.8×103Kg/m3，弹性模量为2.18×1011N/m，工作转速3000r/min。压缩机转子结构示意图TPRI据有关轴承手册查得3000r/min转速下支承轴承的油膜刚度系数和阻尼系数如下:Kxx=3.0607×106N/m，Kxy=-9.2204×105N/mKyx=3.9554×105N/m，Kyy=5.1748×106N/mCxx=1.2438×104N.s/m，Cxy=8.8496×103N.s/mCyx=6.3804×103N.s/m，Cyy=2.0366×104N.s/m将转子系统化分为10个单元点(9个轴段)，两个轴承分别位于第2和第9个单元，计算中考虑园盘的转动惯量和陀螺力矩及转轴剪切变形等的影响。计算出的前两阶阻尼固有频率及其相应的对数衰减率分别为482.051/s、1.8618和672.931/s、0.9319。当在叶轮上作用有叶顶间隙激振力，则前两阶阻尼固有频率对应的对数衰减率与叶顶间隙激振力大小的关系如下图所示。从中可以看出，随着叶顶间隙激振因子q的增大，一阶对数衰减率增加，而二阶对数衰减率减小，且变得不稳定。此外，当q增大到一定数值后，二者的固有频率相互接近，达6001/s左右。TPRI前两阶对数衰减率与叶顶间隙激振因子的关系曲线-3.00-2.00-1.000.001.002.003.004.005.000.01.02.03.04.05.06.07.08.09.010.0（×106）（×106）（×106N/m）TPRI3.2某300MW机组高中压转子算例以某300MW机组的高中压转子为例进行计算。计算工况为额定负荷，仅考虑高中压转子叶顶间隙激振力的影响。3.2.1叶顶间隙激振因子的计算结果根据高中压转子额定负荷下各级的级功率、热力参数、叶片的几何尺寸，计算出各级叶轮的叶顶间隙激振因子，如下表所示。单位：N/m级号高压各级中压各级调节级6545.101977.82668.722987.27668.953988.79647.174998.41637.055980.85589.976964.86526.477936.96504.908831.94480.729800.90433.8510771.6711735.16TPRI3.2.2高中压转子稳定性计算结果考虑和不考虑高中压转子各级叶顶间隙激振影响两种情况下高中压转子前两阶阻尼固有频率（对应于水平和垂直方向）及其对数衰减率如下表。不考虑叶顶间隙激振影响考虑叶顶间隙激振影响阻尼固有频率（1/s）对数衰减率δ阻尼固有频率（1/s）对数衰减率δ185.780960.598528185.801240.698770188.352980.664272188.329680.565481从中可以看出考虑叶顶间隙激振影响后高中压转子水平和垂直方向最低阶阻尼固有频率对应的对数衰减率分别有一定的增加和降低。TPRI四、国内外超临界压力汽轮机蒸汽激振情况1美国◆早期投运的数十台450MW、600MW、700MW、800MW和1300MW容量等级的机组的高压转子发生过蒸汽激振引起的低频振动