强声波激励下转子叶片的振动分析
某亚临界600 MW机组励磁机转子振动分析及处理
某亚临界600 MW机组励磁机转子振动分析及处理
赵鑫;冀丰强;张丰;崔彦亭
【期刊名称】《机电信息》
【年(卷),期】2024()1
【摘要】针对某亚临界600 MW机组励磁机转子启动过程中振动不稳定且一阶临界转速下轴振超标和运行中振动持续爬升问题,分析振动特征和故障原因,诊断启动过程中振动不稳定的原因为励磁机末端轴承载荷下降,经检查发现末端轴承球面垫块磨损严重且出现裂纹,更换球面顶丝和垫块后,机组顺利并网运行。
励磁机一阶临界转速下轴振超标和运行中振动持续爬升的根本原因为发励联轴器止口间隙异常,检查发现发励联轴器止口间隙超出设计值,利用检修机会补焊发励联轴器止口、返厂进行高速动平衡,启动并网后振动持续爬升和一阶临界转速下振动问题均得到有效解决。
【总页数】4页(P66-69)
【作者】赵鑫;冀丰强;张丰;崔彦亭
【作者单位】天津大唐国际盘山发电有限责任公司;大唐华北电力试验研究院【正文语种】中文
【中图分类】TK268.1
【相关文献】
1.600MW亚临界机组轴系振动波动大故障分析及处理
2.600 MW亚临界机组转子热弯曲的振动特征分析
3.600 MW机组励磁机转子振动分析与处理
4.600MW
亚临界汽轮发电机组振动故障概述及处理分析5.600 MW超临界汽轮发电机组A、B低压转子振动异常原因分析及处理
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031 叶片激振力及频率
21
叶片振动参数
频率——前面已经介绍，叶片频率为其每 秒钟振动的次数。作为叶片的自振频率或固有 频率，是叶片振动中自身结构的固有特性。
根据前面的分析已知，当叶片结构确定后， 频率也就确定了。
通常采取实验方法，对叶片施加激振力， 它就偏离其平衡位置产生振动。如图，可以观 察到叶片上的振动现象有振幅，节线，频率以 及振动过程出现的不同振型等。这些都是描述 叶片振动的重要参量。
20
叶片振动参数
振幅——振动时叶片各截面上的质点 距平衡位置的最大距离。
在同一种振动状态下，叶片各截面上 的振幅是不同的。
2
叶片振动概述
研究叶片振动，需要了解叶片振动的物 理现象，振动的基本特性，外界激振力特性， 叶片频率和弹性变形（或响应）的计算方法。
还要研究避免叶片发生共振，共振的排 除方法和防振减振措施，减少叶片故障，以 及用实验研究方法寻找和解决振动安全问题。
方法包括准确计算叶片固有频率，测量 干扰力频率和各种叶片减振方法。以及了解
高频激振力主要对较短的叶片构成威胁。
8
激振力的频率
高频激振力的频率表达式：
fe = z1ns
9
（2）低频激振力产生原因
➢
燃气轮机静叶环的中分面处静叶接合不良。
有的燃机静叶环在中分面处剖开为上下两半环，
当制造或装配产生偏差时，则静叶型线部分便
会错开。
➢ 燃气轮机气流通道中加强筋或肋的结构。
➢ 抽气、排气结构。燃气轮机中那些沿气缸 径向分布的抽、排气管道口。
由于 i 一般比静叶数小得多，所以这类激
汽轮机调节级动叶片强度振动分析和安全评价
汽轮机调节级动叶片强度振动分析和安全评价摘要：汽轮机组的第一级叶片由于级功率的增加以及处于高温、高压的工作环境，叶片的安全性都需要特别考虑。
通常，该类叶片的静强度均能得到较好的满足，叶片的动强度是结构设计需要重点考虑的内容。
采用喷嘴配汽后的第一级叶片称为调节级叶片，相对节流配汽的第一级叶片来说，由于级的焓降及压差更大以及部分进汽激振力的作用，叶片强度设计条件更加恶劣，为了保留足够的强度裕度，调节级动叶片具有更大刚性，结构复杂等特点。
基于此，本文主要对汽轮机调节级动叶片强度振动和安全评价进行分析探讨。
关键词：汽轮机；调节级动叶片；强度振动；安全评价前言大功率汽轮机组的第一级叶片由于大负荷、高温以及部分进汽等因素，无论从经济性还是从安全性方面来看，调节级在大功率汽轮机所有零部件中，其工作条件都是最恶劣的。
从历史的角度和在世界范围内来看，设计和开发一个相对高效率、安全和制作较容易的调节级，其本身就是一大挑战。
调节级设计中面临的具体问题很多。
由于成圈结构对叶片动强度的明显改善，世界各透平制造厂家早就尝试对调节级使用成圈结构，但由于激振力大和温度高等原因难度极大。
因为短叶片（即大刚度叶片），尤其是高温段的短叶片成圈结构其频率特性是很难把握的。
调节级叶片的使用对机组功率几乎无限制要求，考虑强度工况，单调节级机组功率可以达到700MW，对于更大功率的机组，综合考虑叶片安全性及级损失，一般考虑设计成双调节级结构。
工作状况恶劣以及单机功率的增加，要求调节级动叶片频率必须避开共振，以降低叶片振动应力。
为了满足调节级动叶基本的强度要求以及增加叶片刚性，调节级叶片通常会采用一些特殊的结构，如在大功率汽轮机用得较多的自带围带加铆接围带结构。
由于高刚性以及高温对叶片最终运行状态的影响，调节级叶片工作状态下频率通常很难用试验方法获得，采用常规振动计算方法时，由于此类叶片结构复杂以及大刚性的影响，很难考虑振动下传以及铆接围带对频率的影响，导致频率计算可靠性较差。
第四章：转子振动_简化版
ቤተ መጻሕፍቲ ባይዱ
O′
O
C
ε
y
y
ε
φ
ε
OC
C
O
O1 z
y
O1 ωt
z
z
O′
LABORATORY OF INTENSITY AND VIBRATION HIT
4-2 转子的临界转速
一、单圆盘转子的临界转速
以C点的坐标yc、zc和圆盘的偏转角Φ（OC线与z轴的夹角）来描述圆
转速转动：30s-1
左图是一个叶轮在节点直径为2、 3、4时的频率-转速图。
在轮缘附近空间固定一个交流电 磁铁来激振叶轮。当交流电磁铁的频率 和图中前、后行波频率曲线上的A, B, C, D, E, F六点中任一点的频率一致时，将 会引起叶轮在相应节点直径m下的共振。
LABORATORY OF INTENSITY AND VIBRATION HIT
= fd f2 + Bns2 Hz
式中 ns —叶轮每秒的转数（s-1）； B—轮系的动频系数。
B值与轮系的结构和振型有关。节点直径数愈少，B值愈小；叶轮 的质量和刚度愈小，B值愈小。
LABORATORY OF INTENSITY AND VIBRATION HIT
4-1 轮系振动
二、轮系振动的波
后行波的转速和频率为
n=b nr1 − n=s
fd m
− ns
s −1
f=b mn=b fd − mns
LABORATORY OF INTENSITY AND VIBRATION HIT
4-1 轮系振动
右图是一个叶轮作二节点直径的轮系 振动时的转速频率图。可以看到轮系的动频率 和前、后行波相对于静止座标的频率随叶轮转 速变化的情况。
关于风机叶片振动的检测与分析
0引言如今，风力发电是非常常见的。
而且这种能源是比较安全可靠的。
当中风力发电机是必不可少的。
而风机叶片就是其中的一个部件。
如果风机叶片出现故障的话，是会影响到风力发电的。
1风机叶片振动在利用风力发电机进行发电的过程中，风机叶片会出现什么样子的故障呢？又应该怎么对风机叶片的振动进行检测呢？以下主要是针对风机叶片振动的检测方面进行分析和介绍。
1.1检测其实，风机出现故障的原因有很多。
其中，这个风机振动就是最大的原因之一。
通常情况之下，风机设备出现故障问题，其相关的信息主要是通过风力发电机中的振动信号来传递出去的。
因此，在风力发电及运行的过程当中是通过利用相关的设备来检测振动的信号的。
而且还要对这个信号中携带的数据进行一个合理恰当的分析，从而才能真正了解到风力发电机设备的健康情况。
对于风力发电机来说，出现故障是非常常见的。
风力发电机的实时运营情况，是发现风电设备的故障和维修的重要依据。
而对于风机叶片来说，它的加速度是可以利用相关的传感器来测试的，它的参数是可以反映出风机设备当中的叶片的振动程度的。
其速度大小可以通过数学的方式来计算出来。
同时，风机的叶片振动幅度的快慢，也可以通过速度表现的方式来进行表达，从而可以对风机叶片的振动幅度进行分析。
1.2检测方案首先，我们应该设置风机的三个叶片。
分别把风机的三个叶片标注为1、2、3。
在这三个叶片上面，我们要均匀的配置五个加速度传感器。
而且要对这个传感器进行编号，分别标为ABCDE。
通过这种方式，我们就可以检验出叶片上不同位置上的三维方向的加速度的数值。
然后，再通过计算的方式，我们就可以得到每个叶片当中的空间振动模态。
同时，也可以利用三个叶片不同的位置来进行分析风机叶片系统的平衡状态。
在进行这一个步骤的时候，是一定少不了这个风机故障预测系统的。
2工作原理分析在此处要做的一个介绍就是在风力发电过程当中的风机叶片振动的一个原理进行一个详细的介绍。
因为在风力发电的过程当中震动的方式，它不仅仅可以反映设备的运行的情况，除此之外它还能够反映设备发生一些故障的可能性，因为在风力发电的过程当中每一片风机叶片都有它固定的工作频率。
叶片的强度与振动
l
(d)
将上两式相减得
2 i
2 j
AYY dx
l 0 i j
d d 2Yi Y j EJ 2 dx dx
d 2Y j dY j d 2Y j d 2Yi dYi d EJ 2 EJ 2 EJ 2 Yi dx dx dx dx dx dx 0 0
图3-24
Tmax U max
(a)
计算最大势能和最大动能必须要知道系统的振型曲线Y(x)，但对多自由度系统智能 给出近似的振型曲线。雷利提出可用系统的静挠度曲线来近似系统一阶主振型。 工程实践证明，这是一个很好的近似。用能量法求多自由度系统固有频率的方法 也称之为雷利法(Rayleigh’s method)。对于2阶以上的振型，我们很难给出与之相 近的曲线。所以雷利法一般只用于计算系统的基频。用该法仅计算一次便可得到 工程上满意的结果，故无需多次迭代。
(c) (d)
其最大速度为
y1 Yik t max
Ti max U i max 1 miYi 2k2 2 1 mi gYi 2
各质量的最大动能及最大势能为 (e)
i 1, 2,
(f)
据能量守恒有
1 2 1 k miYi 2 g miYi 2 2
M k
2
AY x
n n
k
(3-37)
式中k为计算截面，于是有
式中 W
J min h
Mk W
为叶片截面抗弯模量。如前所述，叶片截面的危险点在后缘点，
由此得变截面叶片的固有频率
k2
g miYi
膨胀机转子振动报警分析及改进措施
透平膨胀机是回收能量的主要设备之一，是利用有一定压力的气体在透平膨胀机内进行绝热膨胀对外做功而消耗气体本身的内能，透平膨胀机内工作过程更接近于等熵过程，具有效率高的优点，又具有尺寸小，重量轻、通过气量大、运转周期长、工作稳定等特点，作为能量回收使用时，和其它动力机械相比，透平膨胀机又具有级焓降大等特点，因此在废能与余能的综合利用中，透平膨胀机占有重要的地位[1]。
本装置使用的空压机组由电机驱动，转子成H型排列。
膨胀机组由装置产生的尾气驱动，叶轮采用高效半开式三元叶轮。
机组运行几年后，膨胀机一级转子振动时有偏高报警。
1 膨胀机结构在对故障的分析处理前有必要了解一下透平膨胀机的结构和工作原理。
透平膨胀机组的组成包括膨胀机本体、制动设备、减速机构、润滑系统、换热设备及气封、安全保护设备和监测仪控系统等。
其中膨胀机部分由叶轮、轴承、气封、形环、蜗壳、扩压器及导叶调节机构组成。
制动设备部分包括压缩机及联轴器，压缩机包括蜗壳、叶轮、联轴器等，电机制动属于功率回收型的制动器。
减速机构包括大齿轮轴、大齿轮、小齿轮轴、小齿轮，将膨胀机叶轮转速降到电机同步速度，其输出功由另一端的制动器所吸收。
机组的润滑系统用来为轴承、齿轮及其它摩擦零件润滑和冷却。
由于透平膨胀机转速高，润滑采用带压力连续循环润滑，进入润滑点的油压控制在0.25MPa，油温不高于35℃，为保证安全还有紧急供油箱，安置在机房顶部，利用重力自动供油，一旦供油压力消失，可以维持机组一分钟点内润滑。
气封采用迷宫密封，利用流体通过迷宫产生阻力并使其流量减少的机能即“迷宫效应”达到密封作用。
2 振动分析机械振动是物体或质点在其平衡位置附近所作有规律的往复运动。
振动的强弱用振动来衡量，振动量可以是振动体的位移、速度或加速度。
振动量如果超过允许范围，机械设备将产生较大的动载荷和噪声，从而影响其工作性能和使用寿命。
透平膨胀机要达到较高的效率，其转子必须在高速下运转，因此，轴承能否在高速下保证具有足够的稳定性始终是膨胀机运行中的关键。
叶片的强度与振动
1
M 1e3 M 1 IⅠ-Ⅰ W3
在这种情况下，距叶片底部截面处截面上 气体力弯矩按下式计算
M z1 q z z z1 dz (3-11)
z1
l
如气体力集度沿叶高的变化规律无法用 解析式表达时，则q(z)和M(z)可以用数值 积分来确定。对于长叶片气流弯曲应力 最大值可能不出现在底部截面上。
(3-1)
F l 2 Rm A
图3-6 (3-2)
由该式可以看出，叶片离心拉应力与转子转速的平方、叶片高度和平均半径成正 比，而与叶片横截面积A无关。对等截面叶片而言，增大叶片的横截面积并不能 使离心拉应力σ 降低。
2变截面叶片 对于 D / l 10 的级，由于叶片较长， m 叶顶和底部圆周速度相差较大，从气动效 率和强度方面考虑都需采用变截面叶片。 见图3-8，在距叶片底部截面距离 为z处取一微段dz，其截面积为 A(z),此微段的离心力为
叶片许用拉伸应力
3-12
s
n
s 为材料的屈服极限，n为安全系数，一般取n=1.7~2，安全系数n的大小取
决于计算的准确度，载荷性质，加工精度及该零件的重要性等。
六、叶根强度计算
在简略的计算中，通常不计叶根所受到的弯矩，只考虑叶片及叶根质量离心力所 引起的应力。 在轴流式压缩机中通常采用燕尾形叶根，如图3-14所示。
图3-1翼形叶片截面参数
对于 Dm / l 10 的级（Dm是级的平均直径，l是叶 片高度）采用等截面叶片。见图3-2a。等截面叶片 的优点是加工简单，但强度较差。 对于 Dm / l 10 的级（Dm是级的平均直径，l是叶 片高度）采用变截面叶片。见图3-2b。变截面叶片 可改善流动及减小离心拉应力，但制造相应困难。 二、叶根 图3-2 等截面和变截面叶片 叶根是将叶片固定在叶轮或转股上的联结部分。叶根的结构型式取决于强度，制 造和安装工艺条件以及转子的型式。常见的叶根结构形式有燕尾型、T型和枞树 型。如图3-3所示
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强声波激励下转子叶片的振动分析发表时间：2014-12-02T11:39:15.780Z 来源：《价值工程》2014年第10月中旬供稿 作者： 何建军[导读] 声波激振是自然界一种普遍存在而且为大家所熟知的现象，在工程实际中也广泛存在。
何建军HE Jian-jun曰陈享姿CHEN Xiang-zi
（长沙理工大学汽车与机械工程学院，长沙410004）
（School of Automobile and Mechanical Engineering，Changsha University of Science and Technology，Changsha 410004，China）
摘要:声场分析是一类比较复杂的场分析问题。本文基于有限元法，建立了高强声波辐射场中某型转子叶片振动分析的有限元模型，并分别采用球面声波辐射，柱面声波辐射，平面声波辐射和均布声压等作用形式比较了叶片上振动的应力和声压分布。计算了3 种叶片，数值计算的结果都与实验结果比较一致，定量揭示了高强声波对转子叶片的影响程度。 Abstract: Acoustic analysis is an important type of field analysis problem. Based on the finite element method （FEA）, thefiniteelement model of a certain rotor blade in radiation field excited by high strength acoustic wave was built in this paper. And then, thestressand sound pressure distribution in the four different types of radiation fields were computed and compared to each other. Theresults ofnumerical simulation are consistent with the results of experimental tests for three types of rotor blades, which reveal theinfluence degree ofrotor blade excited by high strength acoustic wave.
关键词院高强声波；转子叶片；声波辐射；应力和声压分布 Key words: high strength acoustic wave；rotor blade；acoustic radiation；stress and sound pressure distribution
中图分类号院O422.7 文献标识码院A 文章编号院1006-4311（2014）29-0014-02
引言
声波激振是自然界一种普遍存在而且为大家所熟知的现象，在工程实际中也广泛存在。因声共振引起的结构破坏，失效或者故障也屡有发生。声波与人们的生活密切相关，因此对声波的认识也是物理学研究的一个重要领域。但之前大家一直未注意到声波激振尤其是高强声波激振可能是造成结构破坏的一个原因，人们往往关心的是声波对人的影响以及声波的应用，另外一个方面高强声波的发生存在于比较特殊的场合和情形[1]。
人们关注声疲劳问题开始于20 世纪50 年代发生的由于高强度喷气噪声造成的飞机结构破坏[2]。尽管声疲劳破坏现象首先发生于飞机构件上，早期声疲劳问题的研究也主要围绕于此，但随着科学技术水平的不断发展，有关航空发动机构件声疲劳问题的研究也越来越受到广大学者和科研人员的广泛关注。
航空发动机是一个非常强大且复杂的噪声源，处于这种宽频带高能级声激励环境中的构件极易发生高周疲劳[3]。航空发动机中的声疲劳问题本质上是随机振动载荷导致结构高周疲劳失效的典型代表。国外对声波激振的研究工作开展得比较早，取得了大量的成果，但公开的资料很少。国内也有许多学者开展了这方面的工作。最近，林左鸣，李克安等学者对声激振对发动机转子叶片振动的影响机理和破坏贡献做了有益的理论探索，并且做了大量的实验，揭示了高强声波对转子叶片疲劳破坏存在一定的作用[4]。但是定量分析高强声波对转子叶片的作用大小以及数值仿真计算这方面的工作还比较少，这也是本文研究的出发点。本文采用有限元法，对高强声波辐射场中转子叶片的振动分析问题进行了大量的数值计算，得到了与实验结果一致的结论，验证了数值计算的有效性。 1 悬臂板的动力学方程
为了研究高强声波激励和机械激励下发动机转子叶片的振动特性和振动规律，需要建立叶片的振动方程。但发动机转子叶片曲面复杂，描述困难，因此一般难以给出发动机转子叶片的动力学解析方程。目前，转子叶片的分析计算常采用薄板近似模型进行，相关理论可参见曹志远等著的《板壳振动理论》一书等[5]。
分别采用悬臂板模型和有限元方法（视为准确值）计算得到的3 种叶片的基频如下：
其中叶片A 和B 是某型发动机叶片。
声波载荷的形式：作用在叶片上的实际声波应当为随机载荷，但为降低建模和计算的难度，在现有的文献和数值计算中，一般将声波处理为简谐声波，因此在本研究中也将作用在叶片或者板上的声波视为简谐载荷。即q=q0（x，y）sin pt （1）实际叶片的扭角随截面不断发生变化，且曲面更加复杂，因此实际叶片的振动方程的求解也一般采用有限元方法进行计算。 2 数值计算
在实际情况中，分析作用在叶片上的高强声波是一个复杂的声场问题，可能包括声波的辐射，散射，透射和折射等情形，这里简单起见，假定为一个有限封闭区域内的声波辐射问题。声波辐射分为球面声波辐射，柱面声波辐射，平面声波辐射等几种情形（具体的声压计算公式可参考杜功焕的《声学基础》[6]等书），基于这4 种辐射场，构建了转子叶片振动分析的有限元模型，对其进行计算。为确定声源模型的形式，假设声源为高强声波，为简谐声波，在叶背叶根附近。分析采用的转子叶片为航空发动机NASARotor67 转子叶片。 2.1 球面声波辐射下的转子叶片的应力和声压分布从图1 可以看出，转子叶片的最大应力为19.83MPa，该应力最大处位于叶背叶根附近。此外，整个转子叶片的声压分布在146dB-150.06dB 之间变化，整个叶片的声压分布平均接近148dB。 2.2 柱面声波辐射下的转子叶片的应力和声压分布从图2 可以看出，转子叶片的最大应力为21.31MPa，该应力最大处同样位于叶背叶根附近。此外，整个转子叶片的声压分布在141.06dB-149.18dB 之间变化，整个叶片的声压分布平均接近147dB。
2.3 平面声波辐射下的转子叶片的应力和声压分布从图3 可以看出，转子叶片的最大应力为19.31MPa，该应力最大处位于叶背叶根附近。此外，整个转子叶片的声压分布在146.25dB-149.98dB 之间变化，整个叶片的声压分布平均接近148dB。
2.4 均布声压作用下转子叶片的应力计算
在叶片上直接作用150dB 的均布声压：从图4 可以看出，转子叶片的最大应力为19.83MPa，该应力最大处位于叶背叶根附近。此外，整个转子叶片的声压分布一致，整个叶片的声压分布平均接近149dB。
2.5 比较和结论
我们又进行了另外2 种发动机叶片的振动分析计算（在这里限于篇幅所限省略），其结果与上述的数值计算结果基本一致，而且数值计算的结果也与实验测试的结果基本一致，因此以上的振动分析结果是可信、有效的。这表明高强声波对转子叶片的应力贡献有一定的作用，这种作用与声波的强度，声源的位置相关。声波越强，声源越近，由高强声波激振所致的转子叶片的应力水平也越高。 3 结语
本文通过有限元方法，建立了声波激振下转子叶片振动分析的有限元模型。构建了4 种声波辐射场中转子叶片的振动分析问题。数值计算的结果与实验测试的结果接近一致，表明高强声波对转子叶片应力贡献起到一定的作用，这种作用随声波强度的增加，声源距离的减小而增加，这为今后进一步定量分析高强声波对转子叶片的作用以及有限元建模提供了参考和借鉴。
参考文献： [1]Li ke'an, Xiao Han, Cui Rongfan.Bifurcationcontrol of nonlinear oscillator in primary and secondaryresonance [J].Journal ofCentral South University ofTechnology，2007，14（6）：826-831. [2]Holehouse I.Sonic fatigue of aircraft structuresdue to fan noise [J].Journal of the Acoustical Society ofAmerica，1970，47（1）：115-123. [3]林左鸣，李克安.杨胜群.航空发动机压气机转子叶片声激振试验研究[J].动力学与控制学报，2010，8（1）：12-18. [4]林左鸣，李克安，杨胜群.航空发动机转子叶片的声波激振机理探讨[J].湖南理工学院学报（自然科学版），2009，22（3）：47-51. [5]曹志远.板壳振动理论[M].北京：中国铁道出版社，1989. [6]杜功焕，等.声学基础（第2 版）[M].南京：南京大学出版社，2001.