汽輪機葉片振動分析

汽輪機葉片振動分析

0u3000機組事件陜西省油力發(fā)電廠#1驅動器由羅馬制造，采用fic-330mw亞臨界、中間回熱、四個發(fā)動機和四個單級單軸混凝土破土機。該機組于1997年3月正式投運。在機組正常運行過程中,某天汽輪發(fā)電機各軸瓦振動突然增大,#2,#3瓦振動由84μm突升至118μm,#4,#5瓦振動由113μm突升至147μm,#8瓦振動由67μm突升至137μm,#9瓦振動由89μm突升至116μm,其他各瓦振動變化不大,各瓦瓦溫變化不大,當時機組負荷為218MW,就地檢查發(fā)現(xiàn)機組聲音異常,機組緊急停機。對#2低壓缸進行揭缸檢查時發(fā)現(xiàn),#2低壓轉子4a級葉片斷裂1片,斷口部位距葉型底部約10mm,現(xiàn)場對4a級全級葉片著色探傷,發(fā)現(xiàn)另有20片葉片存在裂紋且裂尖均在出汽邊。隨后對#1低壓缸揭缸檢查,發(fā)現(xiàn)#1低壓轉子第4級葉片斷裂1片,損傷5片,斷口距葉型底部約100mm,另有10片葉片存在裂紋。至該次事故停機,機組共運行42024.91h,啟停173次。低壓轉子第4級葉片的基本數(shù)據:葉片工作部分高度為318mm;平均直徑為1821mm;全周動葉片數(shù)共計180片;葉片材料為2Cr13;葉根形式為叉型葉根、中心孔銷釘;連接方式為分段橫剖松拉筋連接成組;拉筋孔位置位于相對葉高0.718處;拉筋孔直徑為5.6mm;拉筋直徑為5.0mm。1斷口宏觀形貌為了對葉片的開裂成因作出分析判斷,檢測驗證中選取了低壓第4級斷裂葉片1片、低壓第4級開裂葉片4片、次末級開裂葉片1片、無裂紋低壓第4級葉片12片作為試驗研究對象。圖1示出了所選5片開裂葉片的裂紋分布位向、數(shù)量、尺寸和部位。由圖1可見,開裂葉片裂紋均處于出汽邊側,裂紋前端平直,低壓第4級開裂葉片在根部及以上70mm左右的范圍內均有裂紋。低壓第4級斷裂葉片斷于近葉根處,斷口宏觀形貌如圖2和圖3所示。裂紋源區(qū)位于葉片的出汽邊,裂紋從出汽邊向進汽邊擴展,斷口前區(qū)斷面平整,斷面沉積物多,中區(qū)可見清晰貝殼狀疲勞擴展條紋,后區(qū)斷口起伏較大,瞬斷區(qū)面積占葉片總面積的1/3。斷裂源點處于出汽邊的外弧側,裂紋擴展方向垂直于葉片高度方向,典型的宏觀形貌見圖2。葉片背弧側觀察到的裂紋較內弧側裂紋長,且該裂紋在內弧側距出汽邊尚有一段距離;次末級開裂葉片(+17)在內弧側觀察不到裂紋,而在背弧側可見較多的裂紋,如圖3所示。這些現(xiàn)象表明,裂紋起裂于葉片出汽邊的背弧側,并向內弧側和進汽邊發(fā)展。2葉片動態(tài)公式2.1葉片第1階段動響應葉片或葉片組的強迫振動方程為[Μ]{ˉX}+[C][ˉX]+[Κ]{X}={F(t)}?(1)[M]{Xˉˉˉ}+[C][Xˉˉˉ]+[K]{X}={F(t)}?(1)式中,M為總體質量矩陣;C為總體阻尼矩陣;K為總體剛度矩陣;F為外載荷向量。在獲得激振力向量時,可采用模態(tài)迭加法求解葉片或葉片組的振動響應。模態(tài)迭加法是解決結構系統(tǒng)振動響應的有效方法,它的主要思想是把結構系統(tǒng)的振動響應表示為系統(tǒng)若干最低階的主模態(tài)對激勵響應的線性組合。經過一系列步驟,可得到葉片廣義位移向量在穩(wěn)定振動狀態(tài)下的振動響應解為{X(t)}=Ν∑j=1βj{φj}{φj}ΤΚqj∞∑k=1{F(t)}×sin(kωt-θj)?(2)βj=1√(1-λ2jk)2+(2λjkζj)2?{X(t)}=∑j=1Nβj{φj}{φj}TKqj∑k=1∞{F(t)}×sin(kωt?θj)?(2)βj=1(1?λ2jk)2+(2λjkζj)2√?式中,βj為第j階模態(tài)動力放大系數(shù);λjk為第k階激振頻率與葉片或葉片組第j階固有頻率之比;φj為葉片或葉片組的第j階振動模態(tài);Kqj為葉片或葉片組第j階模態(tài)的模態(tài)剛度;ζj為葉片第j階模態(tài)阻尼比;ω為轉子轉速。葉片第j階模態(tài)對應第k階激振的共振應力和動應力分別為{σr}=[D][B][L]Ν∑j=112ζjΚqj×{φj}{φj}Τ{Fk}?(3){σr}=[D][B][L]∑j=1N12ζjKqj×{φj}{φj}T{Fk}?(3){σdj}=2ζjβj{σrj}{σdj}=2ζjβj{σrj}。(4)2.2影響葉片振動響應和動力力的主要因素(1)固有頻率與激振力頻率的關系葉片受到的激振頻檬是轉速的整數(shù)倍或靜葉數(shù)與轉速乘積的整數(shù)倍。葉片的振動響應是各階激振力響應的迭加。理論上,雖然每一階激振力都可激起葉片各固有頻率的響應,但只有當葉片固有頻率與激振力頻率相同或相近時,才會有明顯的振動響應,當兩者相距較遠時可忽略其影響。在式(2)、式(3)、式(4)中,只需考慮為數(shù)不多的幾階激振力及與其相近的某幾階固有頻率的振動響應和動應力。(2)模態(tài)阻尼比m葉片的阻尼很小,因此當葉片固有頻率與激振頻率相等或相近時,將產生較強烈的振動響應,這是應當避免的。由于所關心的是葉片在穩(wěn)定振動狀態(tài)的振動響應和動應力,因此,求解并組集葉片阻尼矩陣是不必要的,采用模態(tài)阻尼比即可有效地描述葉片的阻尼特性。葉片對數(shù)阻尼比典型的選取數(shù)值范圍在0.01～0.03之間,對應的模態(tài)阻尼比在0.0016～0.0048之間。(3)葉片汽流參數(shù)沿周向不均勻由式(2)、式(3)、式(4)所表示的振動響應及動應力計算式可知,在葉片材料彈性范圍內,響應及動應力與激振力呈線性關系,即激振力的大小直接影響動應力的大小。葉片在汽流參數(shù)沿圓周分布不均勻的流場中旋轉,造成對葉片的周期性激振力,這種沿圓周方向不均勻分布的汽流參數(shù)主要由以下因素引起:靜葉前或動葉后的進汽、抽汽等影響級前、級后汽流的分布狀況;靜葉葉柵由于葉型損失、二次流損失、出汽邊厚度等形成的靜葉尾跡流;靜葉葉柵各汽道節(jié)距、喉寬等幾何參數(shù)存在差別,使各靜葉流道出口及相應動葉流道中汽流參數(shù)沿周向不均勻;部分進汽;動靜葉片軸向、徑向間隙的非正圓性。另外,激振力還與動靜軸向距離、動葉沖角、馬赫數(shù)、兩相流等參數(shù)有關。(4)葉片組空間分布葉片對激勵的響應與振動模態(tài)及激振力的空間(主要是周向和徑向)分布有關,這種影響對葉片組尤為明顯。建立葉片有限元模型求解固有頻率時,振動模態(tài)已同時獲得。(5)模態(tài)剛度的影響由式(2)、式(3)、式(4)可知,振動響應及動應力與模態(tài)剛度成反比。因此,增大模態(tài)剛度對降低葉片的動應力是有效的。建立葉片有限元模型求解固有頻率及振動模態(tài)時,模態(tài)剛度已一并獲得。3約束節(jié)點振動特性采用三維8節(jié)點非協(xié)調元模型,部分區(qū)域采用了混合單元,將葉片離散為1738個單元,共2074個節(jié)點,將節(jié)距內的拉筋段做相應離散。圖4、圖5為自由葉片和全周葉片組的有限元網格。有限元計算時力學邊界條件的處理:葉根應根據其裝配特點,選取葉根銷釘孔與銷釘、葉根與葉根間相接觸的節(jié)點,對其空間自由度進行約束;松拉筋應將動態(tài)下葉片上與拉筋接觸的節(jié)點視為主節(jié)點,拉筋上相應的節(jié)點視為從節(jié)點,動態(tài)下從節(jié)點與主節(jié)點的空間位移協(xié)調。按照前述振動特性分析模型和計算方法,分別對自由葉片的1～8階動態(tài)振動特性和全周葉片組的1～8節(jié)徑動態(tài)振動特性進行了分析與計算,結果見表1。對自由葉片前8階振動模態(tài)及全周葉片組的1～8節(jié)徑振動模態(tài)下的共振應力和動應力進行了計算,計算結果中葉片最大共振應力和動應力及其所在位置見表1、表2。圖6、圖7給出了自由葉片前8階振動模態(tài)下葉片內弧表面的動應力分布狀況及全周葉片組的1～8節(jié)徑振動模態(tài)下具有最大共振應力的葉片背弧面的動應力分布狀況(圖中的LE表示進汽邊,TE表示出汽邊,TOP表示葉頂,ROOT表示葉型底部)。4全周葉片運行時振動的危險分析機組近期的運行記錄,未見因運行不當而導致的葉片故障。限于現(xiàn)場條件,未能對該級抽汽管的疏水系統(tǒng)進行檢查?，F(xiàn)場檢查發(fā)現(xiàn),多數(shù)葉片拉筋孔內銹蝕嚴重,表明拉筋阻尼性能欠佳,運行時松拉筋與葉片貼緊程度不夠,個別葉片存在單葉片振動的可能。對測量得到的自由葉片1階振動靜頻率進行轉速和溫度修正。取有關推薦公式計算動頻系數(shù)并進行溫度修正后,自由葉片的1階動頻率為210Hz,現(xiàn)場檢查發(fā)現(xiàn)葉根間存在一定的裝配間隙,運行時葉片的動頻率將比210Hz有所降低,而計算得到的自由葉片1階動頻率為207.24Hz。根據汽輪機葉片振動強度安全準則,運行中自由葉片的第1階振動模態(tài)將落入k=4的共振范圍,導致葉片高周疲勞損傷。理論分析和試驗表明,對于全周連接葉片組,只有在諧波階次k等于節(jié)徑數(shù)m,并且動頻率fd=m×n的情況下,能量才會輸入葉片系統(tǒng),激起危險的m節(jié)徑共振,稱為“三重點”共振。根據GEC-ALSTOM推薦的全周連接葉輪葉片系統(tǒng)調頻規(guī)范(見表3,亦適用于全周葉片組)和對表1中數(shù)據的分析,該全周葉片組的8節(jié)徑模態(tài)動頻率為403.47Hz,運行中8節(jié)徑模態(tài)振動將落入k=m=8的“三重點”共振,導致葉片高周疲勞損傷。當葉片運行中落入共振時,葉片的共振應力即為動應力。若葉片表面加工質量不佳或存在微小損傷、腐蝕坑點時,將會產生應力集中,導致疲勞裂紋的萌生和擴展。該級動葉片后有抽汽口,運行時抽汽口蒸汽參數(shù)的擾動將進一步提高葉片的動應力水平。該級動葉片在過渡區(qū)工作,運行時由于工況變化,葉片會經常從過熱區(qū)轉入濕蒸汽區(qū)(或者相反),形成腐蝕環(huán)境,與共振共同作用造成葉片腐蝕疲勞損傷。對葉片材料的試驗分析表明,葉片斷口具有較典型的疲勞特征,并有腐蝕性殘留物。該機組啟、停頻繁,對葉片產生的低頻率周期性載荷會引發(fā)高水平的低周交變應力,從而造成葉片低周疲勞損傷。5振動葉片部位(1)對318mm自由葉片及全周葉片組的振動特性及動應力特性進行了計算分析,獲得其振動頻率和振型及相應的共振應力與動應力。個別葉片存在單葉片振動的可能,自由葉片的第1階振動模態(tài)將落入k=4的共振范圍;全周葉片組的8節(jié)徑振動模態(tài)落入“三重點”共振。(2)自由葉片1階振動模態(tài)下的最大共振應力和最大動應力發(fā)生在葉片相對葉高0.15、內弧距進汽側2mm附近區(qū)域;同時,出汽邊相對葉高0.55以下區(qū)域具有與葉片最大共振應力和動應力區(qū)域相近的共振應力和動應力水平;第2階振動模態(tài)下的最大共振應力和最大動應力均發(fā)生在葉片出汽邊近型底區(qū)域;全周葉片組8節(jié)徑振動模態(tài)下的最大共振應力和最大動應力發(fā)生在葉片出汽邊相對葉高0.03附近區(qū)域,與葉片斷裂位置相吻合。(3)限于現(xiàn)場條件,未能檢查抽汽管及汽缸內是否存在積水或存在積水銹跡,建議運行時加強該級后抽汽管道疏水系統(tǒng)的監(jiān)測。嚴格控制機組水處理質量,改善葉片在過渡區(qū)工作的腐蝕環(huán)境。同時,應穩(wěn)定機組的運行工況,避免負荷突變。(4)建議對該級動葉片進行改進設計,以改善該級動葉片的振動特性和動應力特性,確保機組安全運行。