CN100582689C - 汽轮机旋转隔板后动叶片的失效分析方法 - Google Patents

Abstract

本发明公开了一种汽轮机旋转隔板后动叶片的失效分析方法，由于在热电联产的抽汽式汽轮机中为了调节抽汽量，一般在机组抽汽口后采用旋转隔板结构，旋转隔板后动叶片由于气流扰动常发生疲劳破坏，给叶片设计和运行带来困难。本发明指出了由于旋转隔板结构特点致使该动叶片除受到传统的低、高频激振力外，还会受到一种旋转隔板气流激振力的作用，并给出了该激振力的幅值和频率的计算方法。该激振力比传统激振力更危险，是叶片疲劳失效的重要原因之一，因此本发明的有益效果是为叶片设计、改型设计提供了可避免叶片因旋转隔板气流激振力共振失效的可靠依据。

Description

汽轮机旋转隔板后动叶片的失效分析方法

技术领域

本发明涉及一种汽轮机动叶片的失效分析方法，尤其涉及一种汽轮机旋转隔板后动叶片的失效分析方法。

背景技术

用于热电联产的抽汽式汽轮机是汽轮机主要类型之一，应用于热电厂和过程工业。为了调节汽轮机的抽汽量，通常在机组抽汽口后采用旋转隔板(回转隔板)结构，它由回转轮和隔板所组成。不同机组以及不同公司采用的旋转隔板具体结构可能会有所差别。

动叶片是汽轮机实现能量转换的重要部件，其事故占了汽轮机事故的一半，而旋转隔板后的动叶片又是最易发生事故的一级叶片。因此，研究该级动叶片的失效原因和分析方法，特别是将事故消灭在设计阶段，对于减少该级叶片的事故、延长其服役寿命，提高旋转隔板后动叶片的可利用率和可靠性具有重要意义。

旋转隔板后动叶片的破坏主要源于过大振动产生的高周疲劳。控制叶片过大的振动的主要方法之一是避开叶片的共振。叶片的共振主要发生在某阶固有频率等于或接近某阶危险的激振频率时。

以往的旋转隔板后动叶在结构设计时，其分析方法主要考虑常规的喷嘴尾迹产生的以当量喷嘴数和转速乘积为基频的高频激振力，以及结构因素产生的以转速为基频的低频激振力两大因素对动叶片失效的影响，忽略了旋转隔板产生的特殊气流激振力频率的影响，其缺点是造成了旋转隔板后动叶片产生较高的事故率、使用和维修成本高。

发明内容

对于已有动叶片失效分析方法所存在的上述缺陷，本发明提出了一种旋转隔板后动叶片的失效分析方法，指出了由于汽轮机旋转隔板结构的特点使其后动叶片受到一种有别于常规激振力的旋转隔板气流激振力作用，由于该激振力幅值大，频率又介于低频激振力和高频激振力之间，是导致动叶片失效的重要原因之一，在汽轮机设计和事故分析中通过调整叶片的固有频率，或者调整旋转隔板结构可改变这一特殊的旋转隔板气流激振力，以避免叶片和该旋转隔板气流激振力发生共振，确保叶片运行的安全可靠性。

为达到以上目的，本发明是采取如下技术方案予以实现的：

一种汽轮机旋转隔板后动叶片的失效分析方法，其特征在于，包括下述步骤：

步骤一：对抽汽式汽轮机旋转隔板进行结构分析，通常旋转隔板的回转轮共有3组阀门，每组阀门对应一定数量的通流孔，各组阀门对应的通流孔间隔布置；隔板上的窗口又对应相同数目的若干只喷嘴，当回转轮旋转时，其上的某个通流孔和隔板上窗口贯通时，隔板在该部分将有气流流过；当3组阀门全开时，汽轮机没有抽汽，喷嘴进汽弧段充满整个汽轮机圆周，这时不会产生旋转隔板气流激振力；当仅开第I组阀门、或仅开第I组和第II组阀门时，喷嘴进汽弧段没有充满汽轮机整个圆周，只有一部分弧段进汽；这时动叶片旋转经过第I组阀门、或第I组和第II组阀门对应的通流孔和喷嘴弧段时，将受到气流力作用，该气流力就会对动叶片产生一种有别于常规激振力的旋转隔板激振力。

步骤二：对旋转隔板激振力的频率进行计算，设叶片随转子转动的速度(即转子的转速)为：n_s，即叶片转一圈所需时间为：1/n_s，则叶片通过进汽弧段

(单位：弧度)所需时间为

，在进汽弧段

，设有N个回转轮的通流孔和隔板的窗口贯通，即叶片通过进汽弧段时共受到N次激振，该激振力是周期的，但不是一个简单的正弦波或余弦波，而是一个多个谐波的叠加，可计算出该激振力的基频为：

式中：

被称为回转轮阀门开启有关的当量通流孔数。

从上式可以看到，旋转隔板气流激振力的基频f_e ¹和回转轮阀门开启的当量通流孔数以及转速有关，因此，该旋转隔板气流激振力的频率为：

式中K＝1，2，3，…，6；

可见，旋转隔板气流激振力是一种不同于动叶片常规受到的当量喷嘴尾迹产生的以喷嘴数和转速乘积为基频的高频激振力，以及结构因素产生的以转速为基频的低频激振力，是一种新形式的激振力。

根据步骤一对抽汽式汽轮机旋转隔板结构分析，本发明还包括对所述旋转隔板激振力的幅值进行计算的方法，由于动叶片随转子周期性地旋转，因此，叶片所受到的旋转隔板气流激振力具有周期性，旋转隔板气流激振力的幅值包括周向分力的幅值和轴向分力的幅值；其周向分力的幅值可用下式计算：

$P_u=\frac{G}{Z_2\mathrm{\ϵ}}(c_{1u}-c_{2u})$ 或 $P_u=\frac{1000N_u}{u{Z}_2\mathrm{\ϵ}}$

式中：P_u为周向气流力(N)；G为级的气体质量流量(kg)；c_1u、c_2u分别为动叶片进口、出口气流周向分速度(m/s)；ε为部分进汽度；Z₂为叶轮上动叶片数目；N_u为级的轮周功率(kW)；u为叶片的平均圆周速度(m/s)。

旋转隔板气流激振力的轴向分力的幅值可由轴向分量气体动量变化和叶片前后的静压差确定，由此得到对每个叶片的轴向作用力为：

$P_a=\frac{G}{\mathrm{\ϵ}{Z}_2}(c_{1a}-c_{2a})+(p_1-p_2)\mathrm{tl}$

式中：c_1a、c_2a分别叶片进口和出口气流的轴向分速度(m/s)；p₁、p₂分别为叶片前后气体静压力(Pa)；t为叶片节距(m)；l为叶型高度(m)。

该激振力的幅值等于作用在叶片上的全部气流力，幅值大，而且频率介于低频和高频激振力之间，叶片一旦和其发生共振，则很快就会疲劳失效，

本发明提供的方法与已有叶片失效分析方法相比，其优点在于：指出了由于汽轮机旋转隔板结构的特点使其后动叶片在工作时除了受到低频和高频激振力外，还会受到一种有别于常规激振力的旋转隔板气流激振力的作用，并以此提出了该特殊气流激振力频率及幅值的计算方法，从而将有助于解决旋转隔板后动叶的设计和事故分析中的关键问题，对避免叶片和该激振力发生共振，提高抽汽式汽轮机中间调节级动叶片的安全可靠性，确保叶片的安全运行具有重要意义。

附图说明

图1是一种旋转隔板和动叶结构周向展开示意图；图中的标号分别表示：1、回转轮，2、回转轮上的通流孔，3、隔板上窗口，4、隔板上喷嘴，5、动叶片。

图2为当回转轮第1组阀门开启，第II组和第III组阀门关闭时隔板气流幅值沿汽轮机周向展开示意图；图中纵坐标表示气流力幅值；横坐标表示结构沿周向展开，用弧度表示；阴影部分表示隔板有气流流过的部分。

具体实施方式

以下结合附图对本发明作进一步的详细说明。

参见图1至图2，以某型号热电联产汽轮机的旋转隔板后的动叶片为例作如下说明：

某机组旋转隔板的回转轮共有3组阀门，第I组阀门有8个通流孔，第II组、第III组阀门分别有7个通流孔，各组阀门对应的通流孔间隔布置，其具体布置分为

和两段，其中

为均匀布置段，各组阀门对应通流孔布置为I，II，III；I，II，III；I，II，III；I，II，III；I，II，III；I，II，III。其中

为非均匀布置段，各组阀门对应通流孔布置为I，III；I，II；如图1示。隔板上有均匀布置的窗口，每个窗口对应3只喷嘴。当3组阀门全开时，没有抽汽，喷嘴进汽弧段充满整个圆周，没有产生旋转隔板气流激振力。当第I组阀门打开，第II组和第III组阀门关闭时，这时抽汽量最大，喷嘴进汽弧段没有充满整个圆周，只有一部分弧段进汽，见示意图2，图中阴影部分表示有气流流过，其它部分则没有气流流过，此时，动叶片就会受到旋转隔板气流激振力作用。

当动叶片旋转经过第I组阀门通流孔贯通的窗口和喷嘴弧段时，受到汽流力作用，而当叶片经过第II组和第III组对应的孔和喷嘴弧段时汽流作用力降为零。正如技术方案所述该激振力的频率是以回转轮阀门开启有关的当量通流孔数和转速乘积为基频的周期激振力。

通流孔布置均匀段

，其长度为18π/11弧度，叶片随转子转动的速度为：50Hz，即叶片转一圈所需时间为：1/50s，则叶片通过通流孔布置均匀进汽弧段

所需时间为9/550s，在进汽弧段

，有6个回转轮的通流孔和隔板的窗口贯通，即叶片通过通流孔布置均匀进汽弧段

时共受到6次激振。这样，可以计算出该激振力的基频为：

通流孔布置非均匀段

，其长度为4π/11弧度，叶片通过通流孔布置非均匀段进汽弧段

所需时间为

，在进汽弧段

有2个回转轮的通流孔和隔板的窗口贯通，即叶片通过通流孔布置均匀进汽弧段

时共受到2次激励。这样，可以计算出该激振力的基频为：

$f_e^2=11n_s=550\mathrm{Hz}$

通流孔布置均匀段产生的旋转隔板气流激振力的前6阶频率见表1，非均匀段产生的旋转隔板气流激振力的前6阶激振频率见表2。

表1仅第1组阀门开始时通流孔布置均匀段产生的激振力频率

阶次	1	2	3	4	5	6
							激振频率/Hz	367	733	1100	1467	1833	2200

表2仅第1组阀门开始时通流孔布置非均匀段产生的激振力频率

阶次	1	2	3	4	5	6
							激振频率/Hz	550	1100	1650	2200	2750	3300

旋转隔板气流激振力对每个叶片作用的周向分力的幅值可用下式计算：

$P_u=\frac{G}{Z_2\mathrm{\ϵ}}(c_{1u}-c_{2u})$ 或 $P_u=\frac{1000N_u}{u{Z}_2\mathrm{\ϵ}}$

旋转隔板气流激振力对每个叶片作用的轴向分力的幅值可用下式计算：

$P_a=\frac{G}{\mathrm{\ϵ}{Z}_2}(c_{1a}-c_{2a})+(p_1-p_2)\mathrm{tl}$

式中符号说明可参见发明内容部分。

本发明指出了有旋转隔板的动叶，受到一种旋转隔板气流激振力的作用。该激振力幅值大，频率高，比传统激振力更危险，叶片一旦和其发生共振，则很快就会疲劳失效，因此，在设计和事故分析中避免叶片和该新型激振力的共振，才能保证叶片运行的安全。

本发明尽管是以某种图1所示结构形式的旋转隔板后动叶片为例来说明的，很显然，该方法可以容易地应用到其它结构形式的旋转隔板后动叶片失效分析和设计。

Claims (2)

1.一种汽轮机旋转隔板后动叶片的失效分析方法，其特征在于，包括下述步骤：

步骤一：对抽汽式汽轮机旋转隔板进行结构分析，旋转隔板的回转轮共有3组阀门，每组阀门对应一定数量的通流孔，各组阀门对应的通流孔间隔布置；隔板上的窗口又对应相同数目的若干只喷嘴，当回转轮旋转时，其上的某个通流孔和隔板上窗口贯通时，隔板在该部分将有气流流过；当3组阀门全开时，汽轮机没有抽汽，喷嘴进汽弧段充满整个汽轮机圆周，这时不会产生旋转隔板气流激振力；当仅开第I组阀门、或仅开第I组和第II组阀门时，喷嘴进汽弧段没有充满汽轮机整个圆周，只有一部分弧段进汽；这时动叶片旋转经过第I组阀门、或第I组和第II组阀门对应的通流孔和喷嘴弧段时，将受到气流力作用，该气流力就会对动叶片产生一种有别于常规激振力的旋转隔板气流激振力；

步骤二：对旋转隔板气流激振力的频率进行计算，设叶片随转子转动的速度为：n_s，叶片转一圈所需时间为：1/n_s，则叶片通过进汽弧段

所需时间为

在进汽弧段

设有N个回转轮的通流孔和隔板的窗口贯通，即叶片通过进汽弧段

时共受到N次激振，该激振力是周期的，但不是一个简单的正弦波或余弦波，而是一个多个谐波的叠加，可计算出该激振力的基频为：

式中：

被称为回转轮阀门开启有关的当量通流孔数；

从上式可以看到，旋转隔板气流激振力的基频f_e ¹和回转轮阀门开启的当量通流孔数以及转速有关，因此，该旋转隔板气流激振力的频率为：

式中K＝1，2，3，…，6。

2.如权利要求1所述的汽轮机旋转隔板后动叶片的失效分析方法，其特征在于，根据步骤一对抽汽式汽轮机旋转隔板结构分析，还包括对所述旋转隔板气流激振力的幅值进行计算的方法，旋转隔板气流激振力的幅值包括周向分力的幅值和轴向分力的幅值；其周向分力的幅值可用下式计算：

$P_u=\frac{G}{Z_2\mathrm{\ϵ}}(c_{1u}-c_{2u})$ 或 $P_u=\frac{1000N_u}{u{Z}_2\mathrm{\ϵ}}$

式中：P_u为周向气流力，单位是N；G为级的气体质量流量，单位是kg；c_1u、c_2u分别为动叶片进口、出口气流周向分速度，单位是m/s；ε为部分进汽度；Z₂为叶轮上动叶片数目；N_u为级的轮周功率，单位是kW；u为叶片的平均圆周速度，单位是m/s；

所述轴向分力的幅值可由轴向分量气体动量变化和叶片前后的静压差确定，由此得到对每个叶片的轴向作用力为：

$P_a=\frac{G}{\mathrm{\ϵ}{Z}_2}(c_{1a}-c_{2a})+(p_1-p_2)\mathrm{tl}$

式中：c_1a、c_2a分别叶片进口和出口气流的轴向分速度，单位是m/s；p₁、p₂分别为叶片前后气体静压力，单位是Pa；t为叶片节距，单位是m；l为叶型高度，单位是m。

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