汽轮机机组汽流激振的故障原因分析

汽轮机汽流激振故障的原因分析
0 引言
近几十多年来，电厂汽流激振问题比较突出。

我国引进的数台超临界汽轮发电机组、二十多台30万千瓦汽轮发电机组，发生过汽流激振，200MW的机组也发生过汽流激振的故障。

上世纪七八十年代，美国、俄罗斯等国在发展超临界机组过程中都遇到了各种各样的汽流激振故障。

根据国外运行的经验，在蒸汽参数达到23~26MPa的超临界机组高压缸转子上，振动经常以汽流激振的形式发生。

由于机组有着向超临界发展的趋势，汽流激振故障会越来越突出，有可能成为限制超临界机组出力的重要原因。

1汽流激振发生的原因
汽轮机的转子与汽缸在动叶顶部和汽封处存在径向间隙，当蒸汽从上述间隙通过，动叶顶部间隙内蒸汽在圆周上泄露不均匀或者汽封间隙不规则致使汽封进口间隙大于出口间隙时，若叶顶间隙激振力、汽封间隙激振力和作用在转子上的不对称蒸汽力垂直于转子偏心方向的切向分量之和大于轴承油膜阻尼力，则转子在其一阶弯曲固有频率处将会受大振幅的蒸汽涡动，从而引起自激振荡。

这种大振幅的蒸汽涡动也被称为蒸汽振荡。

根据弱耦合假定，激振力变化和弹性力学方程的耦合主要表现在振幅变化上。

这样，就可以根据不同的振幅求出气动功（蒸汽激振力做功）和阻尼功，当气动功在各种振幅条件下都大于阻尼功，则转子轴系的平衡会因汽流激振而迅速破坏，造成系统失稳。

大部分情况则是在机组有微小扰动（因工况参数调整）或振动时，气动功大于阻尼功，振动剧烈，即振幅增大，当振幅接近某种程度时，气动功等于阻尼功，达到振幅平衡，物体就会在该振幅条件下振动。

所以，确定平衡振幅、预测汽轮机发生汽流激振故障的可能性，主要在于确定不同振幅条件下的气动功以及阻尼功，即先确定蒸汽的激振力和机械阻尼。

　根据目前公认的研究成果，汽轮机中至少有三种蒸汽力能引起汽机转子产生自激振动，影响机组轴系的稳定性。

其中占主导地位的是转子位移、振动而引起的汽封间隙周向动态不均匀。

2 叶顶间隙的激振力
2.1 动叶顶部间隙振荡的原理
由于某种原因，例如汽机转子的弯曲，使转子与汽缸几何中心不同位，如图1所示的汽轮机某个级中，沿圆周方向叶顶间隙分布不均匀，
转子相对汽缸中心有径向的偏差，与此对应，动叶顶部间隙一边大，而
另一边小。

间隙大，漏汽流量就大，效率低，蒸汽由静叶出来，作用在
动叶片上的量就会变少，蒸汽作用在动叶上的切向圆周力就会变小。

在
另一边由于间隙小，叶顶漏汽流量小，效率就高，动叶片上做功的蒸汽
量大，蒸汽作用在动叶片的切向圆周力就大。

这样，当气动力合成之
后，不仅可以得到扭矩，使汽轮机转子做功外，在动叶轮上会生成一个
不平衡的切向力，其该切向力的方向垂直于转子弯曲方向。

当汽机旋转
时，不平衡的切向力会一直比转子挠曲提前90°，所以，转子会被沿转
动方向涡动。

图1汽轮机自激振动原理
假定不平衡切向力与圆周间隙不均匀度有某种函数关系，动力挠度与不平衡切向力成线性关系，即（1）
在蒸汽激振力作用下，当阻尼力大于激振力时，才能保持转子稳定旋转，即，即（2）
所以（3）
— 阻尼系数；
— 阶固有频率，
（4）
— 刚度系数，
— 汽机转子的质量。

由于阻尼系数与对数衰减率可以表示为（5）
将（4）式和（5）式代入（3）式，得到稳定条件（6）由（6）式可知，发生叶将当转子的质量、固有频率，和对数衰减率值的变小时顶出现蒸汽间隙间的自激振荡可能性会会减小而增大。

2.2 叶顶间隙激振力计算
假如叶片局部效率损失与叶顶间隙比成正比关系，所以，切向力的求解公式为，（7）
我们把该力称为Alford力，（7）式中β ——效率系数；
τ——级叶轮上的扭矩（N·mm）；
e——转子中心偏移（mm）；
D一一叶片平均高度处的直径（mm）；
H——叶片的高度（mm）。

Alford认为，运动的交叉耦合产生该力，使得转子产生正向涡动。

从该式可以得出，顶隙激振力和叶轮级功率、转子中心偏移成正比，与动叶的平均节径、高度成反比例，即随蒸汽密度和级与级之间压力差增大而变大，并且与蒸汽的热力参数及汽轮机结构有关。

因此，高参数，大功率汽轮机及叶轮直径较小、叶片较短的转子汽流激振容易发生，对于汽机而言，即汽流激振容易发生在大、中型汽轮机的高、中压转子上。

为降低此激振力，可以通过放大径向间隙、减小轴向间隙等改变结构参数的措施来实现。

上式（7）是一个半经验计算公式，β决定该式计算的精度。

β的意义是每增加单位长度间隙能造成的效率降.由于式（7）与实际运行尚存在一定的误差，所以在实际应用当β可作为一个“修正因子”。

Alford认为，对于汽轮机，β应在1.0~1.5；如果是压缩机，β非失速取1.0~1.5，失速时β会变大。

目前国内主要对流体机械的研究方面的研究，涡轮机的研究较少。

从Vance的试验结果我们得出[3]β应该在1.8~2.4范围。

J. Colding-Jorgensen认为[3]，当压气机在正常工作状态下，汽轮机转子正进动，β取正，且在1.0~4.0范围，一般计算中取值2；当失速状态下轴流速度远大于气体的轴向速度时，转子才能产生反进动，β取负值。

而F.Ehrich推导出[3]，在接近正常的运行线，β取值应为0.27~0.71；在接近设计的工况状态下，β取值应为0.08~ -1.25范围；当在失速状态下，β取值应为-1.16~ -3. 36。

晏砺堂通过做实验得出[4]：压气机反进动，β取值为负。

3 密封间隙激振力
迷宫式的汽封设在大功率汽机的轴端、隔板内径、动叶外径。

以下的一种或几种因素的耦合都可能会引起汽封间隙激振：
（1）汽轮机转子几何中心有偏移，间隙汽流在不同尺寸间隙压力不同。

转子四周蒸汽静压力发生波动。

当汽机停运，压力差方向与转子位移方向相同。

（2）汽轮机汽封的进、出汽边齿间隙形状不同。

由于转子的进动，边齿间隙有所不同。

导致进、出该两齿间的腔室的漏汽量不同。

所以二齿之间腔室的压力发生变化。

（3）根据叶片速度三角形，进入汽封间隙的流体的方向不定，可能存在预旋。

当转子旋转时，摩擦力使实际气流在间隙内的流动轨迹呈螺旋形。

如图4所示，由于预旋和螺旋形流动的结果，使周向不均匀压力之合力与轴的进动相差一个相位角2Δ，故可能产生引起转子激振的横向力。

除了上述外，实际汽流在齿隙受到节流形成畸射流，在腔室内形成二维旋涡印心流团流动。

由于转子的动态或静态偏心某些位置喷射流作用强，中心流团速度就强，某些位置喷射作用弱，中心流团速度弱，形成了不均匀的周向速度分布和不均匀的圆周压力分布。

加之间隙内周向压力的不均匀，可能会合成促进转子涡动的横向力。

研究表明，蒸汽在密封内的流动至少包括轴向流动和周向流动。

轴向流动中蒸汽产生的汽流全切向力和径向力与轴封的几何尺寸、轴封蒸汽流量、温度、压力、轴封齿的平均间隙以及转子角速度等因素有关；而周向流动产生的汽流力与描述轴承动力特性的弹性系数和阻尼系数有关，具体的计算必须借助专门的分析程序。

4 部分进汽和转子偏心等因素产生的静态汽流力
汽轮机运行中经常需要调整功率，决定汽轮机功率最主要也是最容易控制的因素就是汽轮机进汽量。

如图5所示的喷嘴配汽是汽轮机使用最广泛的配汽方式。

采用喷嘴配汽时，将第一级静叶（喷嘴）分组（大型汽轮发电机组常分为4组），并连接相应的调节阀，阀后空间互相隔开。

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。

变负荷时，调节阀依次先后开启。

采用喷嘴调节的汽轮机，在不同负荷和流量下，调节阀的开度和喷嘴数目不同。

调节级喷嘴进汽的非对称性可能引起部分进汽时，不对称的蒸汽力作用在转子上。

如图5所示，全周进汽时，对角的2个喷嘴组所产生的汽流力方向相反，
若喷嘴组面积相等，则汽流力大小也相等，合成后只会产生驱动转子旋转的扭矩，不会产生切向力。

部分进汽时，没有流过蒸汽的喷嘴组不能产生汽流力，则总汽流力不会完全抵消，调节级将会产生剩余汽流力。

在一定工况下，其合力是一个向上抬起转子的的力，致使轴承所承受的载荷减小，减少了轴承比压，从而导致轴瓦稳定性降低。

若同时汽缸跑偏、转子径向位移等引起蒸汽在转子上力矩径向分布不平衡，就有可能引起涡动。

此力大小和方向受机组运行中调节阀开启顺序、开度和各调节阀控制的喷嘴数量的影响较大。

除了部分进汽外，转子在汽缸内的偏移也会产生一个汽流力作用到转子上。

转子偏移包括两部分：静偏移和动偏移。

静偏移是由于安装或检修时转子与汽缸不同心造成的，动偏移是由转子振动造成的。

静偏移所产生的汽流力是静止的，其本身并不会诱发振动。

但是，静偏移所产生的汽流力作用到转子上后，会改变两侧轴承承载，影响轴承稳定性，进而间接影响汽流激振故障。

图6给出了转子在汽缸内向左水平偏移情况，如图6所示，转子所承受的汽流合力是一个向下的力，故增加了轴承载荷；反之，若转子向右偏移，汽流合力则是一个向上的力，将减小轴承载荷，从而减小系统阻尼，当微小扰动发生时就有可能引起系统失稳。

5 结论及展望
汽流激振的引发因素较多，其产生的机理也较为复杂，其中现场大量采用的迷宫汽封产生的激振力是导致汽流激振的主要因素之一。

本文深入分析了可能引发机组汽流激振的原因，并对可能引起激振的蒸汽力进行了计算分析。

目前研究汽封的汽流激振问题，常用的单控体、双控体模型在工程上应用较为普遍，但由于模型较为粗糙，使得预测汽流激振的精度较低。

另外，全三维等模型由于比较复杂且通常需要进行大量的数值计算，给实际工程应用带来较大困难。

因此，在进行大型转子动态响应问题研究时，建立一个简便可靠的汽封内的汽流激振力模型非常必要。

汽流激振影响下转子的振动，实际是转子与汽封内气体耦合作用的运动过程，因此，要实现汽流激振的准确分析，必须考虑二者的流固耦合，这种情况下汽轮机转子的振动将是一个非线性的过程。

然而，目前对于实际高维转子-轴承系统非线性问题的求解还没有行之有效的方法。

因此，考虑流固耦合情况下，受汽流激振的实际汽轮机轴系的非线性动力学响应的求解，也是需要解决的主要问题之一。

此外，目前对于汽流激振下转子稳定性分析以及设计判据，国内外
还没有一个准确、统一、有效的方法和结论。

因此，实际轴系的稳定性分析以及提出合理的稳定性判据也应是未来要深入研究的工作。

参考文献
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[2] Taura H.，Self-excited vibration of elastic rotors in tilting-pad journal bearings，IMechE Event
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[3] 国内外超临界机组轴系汽流激振和稳定性问题及其对策的调研报告．国电热工研究院．
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[4] 国内大型汽轮发电机组汽流激振问题的分析和处理研究报告．国电热工研究院．2001，12
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