汽流激振

油膜失稳与蒸汽激振特征分析、对策及案例第六部分第一小节简介关键词•超临界压力•汽轮机•蒸汽激振•低频振动轴系振动稳定性简介轴系振动稳定性属于自激振动范畴。自激振动是指由振动体自身所激励的振动，其振动与机组转子质量不平衡等无直接的关系，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）或呈极限轨迹（非线性系统）。机组轴系设计中应尽量消除或削弱能够引起转子不稳定自激振动的机制，如轴承油膜不稳定、蒸汽涡动等。轴系的设计还应能提供足够的阻尼，吸收和削弱引起自激振动的能量。轴系的阻尼主要来源于支持轴承的油膜阻尼。振动失稳之一—油膜涡动/振荡汽轮发电机组自激振动大多是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。根据振动频谱很容易识别油膜涡动不稳定，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。油膜失稳引起的自激振动通常与转速有关。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。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。理论研究和现场实践经验表明，改变轴承型式、增大轴承比压、减小轴承顶隙、降低润滑油的粘度等措施可以消除或减小油膜振荡或油膜涡动。振动失稳之二—蒸汽激振大型汽轮机发生自激振动的另一主要原因是蒸汽激振。为提高机组热效率，通常采用的方法是增加级数、提高工作转速和提高工作介质初参数（压力和温度）。前两种方法使得转子的临界转速降低，均会导致轴系稳定性下降。最后一种方法则可能会产生引起轴系自激振动的蒸汽激振力—工作介质(蒸汽)诱发的激振力，在高热力参数的汽轮机上表现较为突出。运行经验表明，现代大型汽轮机（尤其是超临界压力的汽轮机）的高压（或高中压）转子容易发生蒸汽激振，致使轴系振动失稳。对于超临界和亚临界压力的大功率汽轮机来说，因为轴承油膜不稳定的影响和通流部分“蒸汽力”的干扰会结合在一起，会增大轴系产生低频振动的可能性。系统稳定性裕度描述对数衰减率系统阻尼系统抗定常干扰界限值汽流激振力之一—叶顶间隙激振力汽轮机叶轮在偏心位置时，由于叶顶间隙沿圆周方向不同，蒸汽在不同间隙位置处的泄露量不均匀，使得作用在各个位置叶轮的圆周切向力不同，就会产生一作用于叶轮中心的横向力（合力），也称为间隙激振力。叶顶间隙不均匀产生的间隙激振力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。由此也可以看出，间隙激振容易发生在汽机大功率区段及叶轮直径较小和短叶片的转子上，即高参数大型汽轮机的高压转子上。对于带有围带汽封的动叶，通过围带汽封蒸汽的不均匀流动会形成不对称的压力分布，会产生附加的蒸汽激振力。此时总的蒸汽激振力要大于上述的间隙激振力，特别是对于反动度较小的透平级，如冲动式汽轮机，二者的差异更大。该附加力的大小与围带汽封的径向间隙成反比，与叶轮前后压差、围带宽度、围带半径成正比，而叶轮轴向间隙的减小在一定程度上可降低蒸气激振的影响。所以，适当放大汽封片的径向间隙、缩小叶轮轴向间隙可以减小该流体激振力。蒸气激振力之二—密封流体力由于转子的动态偏心，引起轴封和隔板汽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，该切向力使转子运动趋于不稳定。研究表明，该流体力包括蒸汽在密封内轴向流动和周向流动产生的两部分汽流力。蒸汽轴向流动产生的流体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、轴封齿平均间隙以及转子角速度等因素有关，而蒸汽周向流动产生的汽流力可以用类似于描述轴承动特性的四个弹性和四个阻尼系数表示。蒸气激振力之三—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，其一方面可影响轴颈在轴承中的位置，改变了轴承的动力特性（轴承载荷变化）而造成转子失稳，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。蒸汽激振的振动特征蒸汽激振出现在机组并网之后、负荷逐渐增加的过程中，主要特点是振动敏感于负荷，且一般发生在较高负荷。突发性振动通常有一个门槛负荷，超过此负荷，立即激发蒸汽激振，而当负荷降低至某一数值时，振动即能恢复，有较好的重复性。蒸气激振引起的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值。蒸汽激振产生的自激振动为转子的正向进动，发生严重蒸汽激振产生自激振动的振动频率通常与转子第一临界转速频率相吻合，在绝大多数情况下振动成份以接近工作转速一半的频率分量为主。此外，由于实际蒸汽力和轴承油膜力的非线性特性，有时会呈现其它一些谐波频率分量。第二小节工程案例美国超临界机组蒸汽激振案例美国是世界上发展超临界机组最早的国家，在发展超临界压力机组期间，蒸汽激振问题曾出现在一些450MW、600MW、700MW、800MW和1300MW容量等级机组上，主要表现在机组带大负荷运行时高压转子和调门的突发性低频振动，严重影响机组的可用率。ThePennsylvaniaPower&LightCompanyrunnerNo.3(715MW，双轴)该机组于1968年12月17日11:40首次并网，1969年5月25日11:30首次达到额定负荷(715MW)。随后试图通过超压5％带到最大负荷（790MW），当机组有功负荷带到740MW时，高压转子突发剧烈振动，被迫手动打闸停机。在之后的几次试验中发现高压转子突发振动与机组负荷有密切关系，且重复性较好。TheAmericanElectricPowerBreedNo.1(450MW,双轴)在提高负荷至最大功率过程中，高负荷时两个轴系的2号瓦均出现突发性剧烈振动。经有关单位分析认为与作用在质量较轻的高压转子上较强的蒸汽力有关，该力可能改变了2号瓦和3号瓦的负载分配，使轴系失稳。后将一级再热轴系的轴瓦更换为可倾瓦，再将高压轴系的轴瓦更换为可倾瓦，之后该机组在升负荷过程以及满负荷稳定运行工况下，轴系高压转子再未出现突发剧烈振动。TheAmericanElectricPowerAmosNo.3(1300MW，双轴)机组于1973年3月投入商业运行时，高压转子即存在汽流激振问题。同年11月检修中拟将1号瓦更换为可倾瓦，因其它原因未能实施，只将1号轴瓦旋转15°以提高其横向稳定性。但是满负荷工况下汽流激振引起1号轴瓦剧烈的低频振动，被迫降低机组负荷，当负荷稳定在1230MW时，1号轴瓦低频振动消失。ThePublicServiceofIndianaGibsonNo.2(650MW)美国印第安那公共公司吉普逊电厂2号机组，计划大修停机前6～9个月时，机组高压转子出现与负荷密切相关的接近27Hz的低频大幅振动，且机组振动状况日益恶化，机组只能带500MW负荷运行。当临近大修停机时，在负荷低于500MW运行时低频分量呈现逐渐减小的趋势。经过更换有关部件的处理后，高压转子汽流激振消失。底特律爱迪生公司—800MW机组当负荷带到700MW时，高压转子出现突发剧烈低频振动，对应频率为34Hz（高压一阶临界转速）。该低频振动随高压缸进汽量的增大急剧发散，在达到满负荷功率之前高压轴振就超过保护值，引起机组保护动作跳机。研究分析认为引起轴系失稳的蒸汽激振力产生于高压缸蒸汽泄露处，是流体动力与机械结构相互作用而产生的，并与设计参数（汽轮机密封结构、动静间隙等）以及蒸汽参数（蒸汽流量、温度、流速）有关。通过进行振动与机组负荷以及调门开启顺序、开度之间影响关系的试验研究，找出了控制和消除高压转子汽流激振的方法。南加州爱迪生公司—790MW机组在机组投运的十几年间，当有功负荷接近满负荷时，高压转子突然出现半频为主要成份的剧烈振动，并造成高压转子和中压转子之间轴承座内的轴瓦频繁损坏。为了防止机组产生突发振动，不得不将负荷限制在600MW以内。通过技术咨询服务公司以及制造厂，该公司找到了控制高负荷工况下高压转子剧烈振动的方法，但是并没有找到根治高压转子剧烈振动以及轴瓦损坏的方法。后在机组大修中实施了改进叶顶汽封、调整轴承间隙等措施，检修后运行表明在4号调门（最后一个开启的调门）关闭的情况下，满负荷工况下高压转子低频振动得到较大改善，但目前电厂仍然没有找到彻底消除高压转子低频振动的措施，机组在运行中不能开启全部调门。田纳西州水利管理局Cumberland电站1300MW机组当机组负荷带到900MW时，高压转子突然产生28Hz低频振动，若继续带负荷高压转子低频振动会急剧增加，足以引起自动保护跳机。邀请ABB、EPRI和克利夫来机械振动研究所对振动故障进行诊断。诊断结果为振动故障为蒸汽激振。EPRI技术人员建立了机组轴系—支承系统的动力学模型，通过修正转子系统的刚度和阻尼，计入汽流作用在转子上的周向力，计算各轴承的刚度系数和阻尼系数、轴系的临界转速、转子振动响应、稳定性，分析的主要内容为怎样改变汽轮机部件的几何形状可以消除汽流激振。分析结果表明：若在迷宫密封中沿轴向安装止涡装置（其可以减小汽流在密封中的切向流动速度），机组可以安全带到满负荷。实施该方案后，振动问题得以解决。美国消除蒸汽激振措施美国通过多年的不断摸索，采取更换轴瓦、改进设计（汽机密封结构、动静间隙等）、在迷宫密封中沿轴向安装止涡装置、调整调门开启顺序和开度等方法才基本消除超临界压力机组高压转子的这种低频振动故障。EPRI蒸汽激振研究结论1986年美国电力中央研究所对全美所有的超临界压力汽轮发电机组进行全面调研之后，对超临界压力汽轮发电机组蒸汽激振的结论如下：“蒸汽激振引起的高压转子和喷嘴腔室振动是超临界机组汽轮机存在的两个主要问题，除仍有两台机组外，通过更改设计，这些机组的汽流激振问题均得以解决”。前苏联超临界机组列宁格勒金属工厂哈尔克夫汽轮发电机厂300MW500MW800MW1200MW300MW500MWK-300-240型汽轮机（列宁格勒）该机型早期可用率很低，1964年至1965年统计均在40％以下。其中一个主要问题为轴系的低频振动，据1969年统计，40％的停机时间用来消除因汽流激振引起的轴系低频振动问题。对该型机组围带汽封改造后，在带大负荷工况下消除了低频振动问题。K-500-240-1型（哈尔科夫）该机型一个主要问题为蒸汽激振，当机组负荷带到180MW以上时，轴系1、2、3号轴承出现低频振动。改进措施为：①高压转子增加一个辅助支撑轴承（原先高、中压转子为3支撑结构），以增强其支撑刚度；②采用锻件焊接式低压转子，提高轴系刚性和运行稳定性；③采用无油槽可倾瓦径向轴承和能承受较高推力和支撑力的推力轴承，提高轴承在稳态和过渡工况下的承载能力。改进后该型机组因汽流激振诱发的轴系低频振动问题仍未得到彻底解决。K-500-240-2型（哈尔科夫）仍然出现类似现象。后采用新型叶顶汽封结构，同时还采取以下措施消除或改善机组低频振动：①重新调整高压配汽机构，从而提高功率门限值；②减小高压缸通流部分的汽动力；③改进径向轴承的结构，提高轴系振动稳定性；；④改善发电机转子的热稳定性并将其支撑与50Hz的共振频率调开；⑤减小低压转子对不平衡的敏感度；⑥进一步改善汽轮机（特别是其靠近基础的蒸汽管道）的保温层，对基础加装遮热板和进行通风冷却。采取这些措施后，消除了机组的低频振动。K-500-240-4型（列宁格勒）高压缸所有动叶具有与叶片整体铣制的围带，其上有汽封片，该汽封片与围带上方的汽封片顶盖形成高效能的迷宫式汽封；该结构可使动静径向间隙增大到3～3.5mm，首先消除高压转