高速汽轮机叶片故障诊断及改进措施

高速汽轮机叶片故障诊断及改进措施
孙 克 栋 ，翁 刚
(中国石油辽阳石油化纤公司，辽宁辽阳111003)
摘 要 : 通过对裂解气压缩机驱动汽轮机的振动特性计算分析，阐明了该汽轮机第4级叶轮叶片断裂的
原因是由于结构不合理，使叶片在运转的过程中长期处于残型共振状态，造成叶片疲劳断裂，并提出了改进
措施。
关键 词 :汽轮机;Bo型共振;叶片断裂;振动特性计算分析
中图 分 类 号:TE969 文献标识码:B 文章编号:1006-8805(2003)01-0030-02
1 问题的提出
裂解 气 压 缩机组是辽阳石油化纤公司裂解装
置的心脏设备，它的驱动汽轮机是由法国
WORTHINGTON公司设计制造的。设计功率
为5480kW，工作转速为9820r/min，最大转速为
10311r/min，转子上共装有5级叶轮。1988年以
来，该汽轮机在运行中多次发生振动值突然增大，
第4级叶片断裂的事故。分析叶片断裂面，80%
的面积呈疲劳断裂状，其余的是被拉断的。
本文 从 叶 片振动分析的角度，对汽轮机故障
产生的原因进行分析，并提出了改进措施。
2 叶片振动特性的计算分析
由于 受 高 频扰动力的影响，汽轮机叶片自振
频率较高。作用在叶片上的高频扰动力，主要由
叶片相对于喷嘴或静叶的位置决定，扰动力的频
率与汽轮机转数和静叶的数目有关，即:
f = Z, n
式中:f=— 高频扰动力频率，Hz;
Zc— 静 叶 只 数;
n— 转 数 ， r/mina
由汽 轮 机 叶片的振型分析可知，对叶片安全
影响大的振动是Ao,B o型振动，所以叶片的振动
分析主要是对Ao,A 1,B o型振动的分析。
2.1 固有频率计算
(1) 等 截 面单只叶片
裂 解气 压 缩机转子第1-4级为等截面叶片，
单只等截面叶片的Ao,A1,B。在扰动力的作用下
三种类型振动的共振频率的计算公式如下:
式中:fAo— A。 型 共振频率，Hz;
介、 — A i型共振频率，Hz;
入 — Bo 型共振频率，Hz;
I— 叶 片 高 度 ，M M;
E— 叶 片 材 料 的 弹性模量，N/m';
I— 叶 片 截 面 惯 性矩，m';
P— 材 料 密 度 ，kg/m3;
F— 叶 片 横 截 面 面积，MmZo
由以 上 三 个公式分析可知，对同一只等截面
叶片来说Ao,Bo,Al型的振动频率在数值上有固
定的比例关系，它们的比值是:
fAo ’瓶 ’f A, =1 ， 4.39 ，6.3
(2) 等 截 面叶片组
对 于等 截 面叶片组，只需在单只叶片Ao型
振动频率前乘以相应的成组系数即可得到叶片组
的共振频率:
fl,= ， 5f A
式 中 :几 — 成组叶片的共振频率，Hz;
'p, — 成 组 系 数 。
2.2 振动特性计算
由此 可 见 ，单只叶片Aa型振动的共振频率
是基本频率，其它类型的共振频率可由此求出，工
程上常用Z。二/介。的比值作为叶片振动特性的判
据。
根 据 叶 片截面的几何特性参数，应用上述公
、一0罕.156 }FI 、一3.150 PFI ;fN- 2.454
12式可以分别计算出第4级单只、成组叶片的固有
振动静频率，以及汽轮机在工作转速和最大转速
下的振动特性值。计算结果见表to
表1 第a级动叶片固有振动特性值计算
项目
喷嘴汽
道 数
Z,
Ao型固有
振动静频率
振 动特性
(9820r/min)
振 动特性
(10331 r/min)
fAo fAo‘nZ/fAonZ,/fAo’nz,/久nZ}/fAo‘
单只
叶片
44 1796 1581 4.0097 4. 5550 4.2101 4. 7827
成全日
44 1616 1422 4. 4564 5. 0643 4. 6791 5. 3174
叶片
注:表中fly— 考虑叶根固定影响系数后，经过修正的叶片
振动特性计算结果。
2.3 避免叶片共振的安全条件
处 在 高频 振动的等截面叶片组，当叶片的蒸
汽弯曲应力,a >1 4.7M Pa时，A。型振动共振安全
率△界)士8%，即0.92 >Z,n/关>1.08 ;当蒸汽弯
曲应力6y,镇14. 7MPa时，允许共振运行，即:
Z, n/ f;} l
式 中 :五 — 叶片组的静频率(修正后)，Hz.
由计 算 知 ，各级叶片的蒸汽弯曲应力均小于
14.7M Pa，则允许共振运行。所以第4级动叶片
不存在A。型振动问题。
对 于 等 截面叶片组B。型和A,型振动，叶片
组Ba型和A，型振动频率在单只叶片A。型振动
静频率的4. 39.7. 2倍的范围之内。为了避免等
截面叶片组B。型和A,型振动，理论上应使叶片
组频率避开这一范围，即:
4. 3 9 ) Z, n/ 五 > 7. 2
但 实 际 上，考虑到各种因素对叶片组固有频
率的影响，对B。型振动，当Z,n/f;=3.5时，叶片
就应穿上拉筋以消除B。型振动，第4级叶片为
4.4 56-5.3 174>3.5 ，没有避开B。共振区域。
3 叶片断裂原因分析
驱 动 汽 轮机的高频扰动力频率为:Zcnm i。一
Z,nm ax=44X 9820/60一44X 10311/60=7201.3
-7561.4H z;而第4级动叶片组B。型振动频率
为:入一4.39Xf ,,。一4.39XfAo‘一4.39 X 1 796
^-4. 39 X 1581=7884. 44^6940. 59Hzo
此外 ，通 过试验模态振型分析可以得出第4
级动叶片Bo型振动的频率范围为5950
9150Hz，与计算结果一致。
因此 ，第 4级动叶片运行时受到高频扰动力
后，振动落人该叶片的Bo型共振区域，使得叶片
在运转中处于共振状态，同时叶根在加工过程中
会产生应力集中(或微小裂纹)，这样叶片长期在
动应力的作用下，逐渐产生裂纹并延伸，最后发生
疲劳断裂和强烈振动。
4 叶片调频改进措施
为 了避 免 叶片在运行中发生共振或抑制叶片
振动，一般有下列三种调频方法:
a)改 变 叶 片的自振频率:要改变叶片的自振
频率，需重新进行叶型设计，增加叶片的固有频率
值，使其自振频率避开B。型振动，但因转子也需
改造，故不宜采用此方案;
b)加 阻 尼 拉筋抑制叶片的振动:采用加拉筋
的方法虽可消除Bo型振动，但加拉筋后将造成流
道中的汽流扰动，会使级效率下降;
c)改 变 扰 动力的频率:是有效的调频办法。
由式f,=Z,n可见，改变静叶只数2。，可使振动
特性值避开Bo型振动频率。
高 频 共 振的安全率计算公式为:
Of = (介 。一 Z, n) /Z ,nX1000o
经验 表 明 ，当安全率大于15%时，尚未发现
叶片损坏事故。所以改造后静叶只数避开B。型
共振条件为:(fs。一Zenme x)/ Z enme xX 1 000o = 1 50o
或(Zcnm ici一入)/Z,nmi-15%。
由 B。 型 振动的计算和试验模态振型得出的
最小振动频率人一5950Hz,n. 。二一171.9H z，即
(5950一Z,'X 1 71.9) /Z,'X 1 71.9> 15%，得乙’
毛30;由最大振动频率fBo = 9 150Hz,-;n =
163.7H z，即(Zc’X1 63.7 一9150)/Z ,‘X1 63.7 )
15%，Z,'>66。
欲避 开 B。型共振频率，第4级隔板的喷嘴数
量应少于30个或多于66个。考虑到若增加喷嘴
的数量后，引起高频扰动力频率的增高，与A,型
振动频率值接近，而且叶片模态振型中152.5H z
(9150r/min)附近响应
为30个较为稳妥。、、。
峰拌敏感，所以设计喷嘴数
参考文献
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