叶轮机械转子密封系统流体激振与防控

第1章　绪论 1.1　引言 航空发动机、汽轮机、烟气轮机、离心压缩机、轴流压缩机以及液氢涡轮泵和液氧涡轮泵等叶轮机械是航空航天、石化、火力发电、核能等行业的核心设备[1]。随着叶轮机械向着高参数和大容量方向的发展，为了提高压缩机、燃气轮机和汽轮机等叶轮机械的效率，介质的压力和转子转速越来越高，对减小密封间隙、控制密封泄漏量的要求也越来越高。但与此同时，机组运行的稳定性受到了严重的威胁，叶轮机械中梳齿密封产生的流体激振便是所面临的突出问题之一[2]，成为许多离心压缩机（特别是高密度气体压缩机）、汽轮机、燃气轮机和高压涡轮泵振动的原因之一，直接影响着这些设备的稳定运行，成为叶轮机械发展的瓶颈之一，引起越来越多的关注。 某化肥厂的一台合成气压缩机，段间密封流体激振导致转子产生剧烈振动，轴承损坏，停产数月，经济损失严重[3]。美国航天飞机液氧涡轮泵由于密封流体激振问题突出，产生低频振动，威胁涡轮泵安全，特别是容易损坏轴承；国内某火箭也曾发生过类似的低频振动问题[4]。汽轮机中的密封许多为梳齿密封，易磨损甚至倒伏，导致蒸汽泄漏严重、效率降低，不能有效抑制流体激振力。汽轮机叶片工作在高温、高压、高转速以及湿蒸汽区等恶劣环境中，在流体激振力作用下，叶片产生疲劳裂纹，裂纹进一步发展导致叶片断裂[5]，轻则引起机组振动，重则造成飞车事故[6-8]。某电厂汽轮机发电机组曾经发生过多次密封流体激振事故，发电机机组在近一年的时间里无法满负荷运行，经济损失严重。特别是超超临界汽轮机，其中的蒸汽压力极高，密封流体激振成为影响机组长期安全、稳定、高效运行的关键因素[9-11]。 如何提高叶轮机械的效率，同时又能够保障机组稳定运行，是叶轮机械面临的突出问题[12]。叶轮机械能量转换过程中“高效、洁净、安全”等多项准则往往相互冲突，如何*优地实现这些相互制约的目标，控制密封的泄漏量，同时使密封流体激振得到抑制、机组运行的稳定性得到保证，成为叶轮机械发展的重大挑战。发展高性能减振密封，已成为现代高效、大功率叶轮机械的关键技术之一。例如，美国一项发展高性能透平技术的计划中，要使发动机的推力提高100%，其主要技术途径是发展如下四项技术：三维叶片、先进密封、复合材料轴承、数字化集成控制。引进的舰用燃气轮机，如LM2500和GT25000等机组，为提高效率、增强机组运行稳定性，都十分重视先进密封技术的研究与应用[13]。 目前，有关密封流体激振的研究，无论是理论分析方法，还是工程实用技术，都取得了丰硕的成果，但是也存在许多尚未解决的难题。下面就其发展历史和研究现状做一概要介绍。 1.2　密封流体激振机理研究 1940年美国GE公司（通用电气公司）生产的一台汽轮机，在提高负荷时产生强烈的密封流体激振[14]，用常规的动平衡方法无法消除。1958年Thomas提出了密封间隙激振的分析方法[15]，建立了汽轮机密封流体激振力的计算模型。随后美国的Alford在研究航空发动机振动问题时，揭示了密封流体激振的机理，提出了流体激振力的计算方法[16]。1975年德国的Urlichs和Wohlrab在进行发动机实验研究中证实了Alford力的存在。1984年美国的Vance在测试鼓风机叶轮横向力时，也发现了Alford力。 一般认为，转子在密封腔中偏置时，由于密封腔内三维流动和二次流等，密封周向压力分布不均匀，从而形成密封流体激振力。由于密封腔中的流体有旋转，周向压力分布的变化与转子和密封腔之间的间隙变化不完全对应，流体作用在转子上的力可分解成一个与偏置方向相垂直的切向力，该切向力将激励转子产生涡动。当激振力达到或超过一定值时，就会使转子产生强烈的振动。 为了分析密封流体激振力对转子振动的影响，Thomas提出了以下动力学模型[17]： （1-1） 式中，Fx、Fy分别为力在x、y方向上的分量；K为主刚度；k为交叉刚度；C为主阻尼；c为交叉阻尼；x、y分别为位移分量；、分别为速度分量。 式（1-1）已成为许多文献分析密封流体激振的基础。一般认为，密封的交叉刚度是引起转子失稳的主要原因。值增大时，切向力增加，转子的稳定性降低。主阻尼C则有利于转子的稳定。这样在分析密封流体激振力对转子稳定性的影响时，一般首先要计算密封的交叉刚度等动力特性系数。式（1-1）是在假设线性系统小涡动的情况下，给出的传统密封动态特性八参数模型，但是无法准确分析大涡动状态下的转子密封系统非线性特征。 在Thomas和Alford提出的关于密封流体激振力的计算方法中，缺少密封入口切向速度的分析，没有认识到影响切向力的一个主要因素是密封入口切向速度。切向力与密封交叉刚度密切相关，是引起转子失稳的主要原因。Rosenberg[14]首先揭示了密封中的周向流会产生流体激振力，但理论计算结果偏离实际较大。 Vance和Murphy[18]发展了Alford理论，进行了阻塞流的假设。Black[19]采用短轴承理论计算密封动力系数，其计算结果在轴向雷诺数小于2×104的范围内已被实验证实。Childs建立了短密封动力系数的计算方法[20]，Nordmann和Dietzen[21]利用差分法开展了数值分析。 Bently和Muszynska[22]认为流体激振力对转子的扰动反力是以某一固定的角速度绕轴颈旋转的，且该反力在旋转坐标中可由式（1-2）描述，流体激振力的旋转效应是诱发转子失稳的主要因素。式（1-2）中给出的Muszynska模型和传统的八参数模型相比，更好地描述了流体激振力的非线性特性。 （1-2） 式中，Kf、D和mf分别为密封力的当量刚度、当量阻尼和当量质量；为流体平均周向速度；Kf、D和均为扰动位移x、y的非线性函数；为转速；、为加速度。 Black-Childs模型是Muszynska模型的一个实例[23]。密封中气流的周向流是进口气流的预旋和轴的旋转引起的周向拖曳所致。Kostynk从流体运动方程出发，建立了二维流动的流体运动模型，计入了轴的旋转和密封内的周向流。Kanki和Kaneko在一些简化假设下求出密封腔中的周向压力分布，得到密封动力特性系数计算公式[24]。Kameoka等[25]将密封腔和齿隙分别作为控制体，这种两控制体模型比以往把密封腔和齿隙中的气流作为同一个速度和压力分布微元体来考虑更为准确。Scharrer[26]、Iwatsubo和Yang[27][范4]分别研究了转子倾斜和密封产生塑性变形对密封动力特性的影响。国内学者研究了梳齿密封的动力特性，主要是利用容积法分析密封腔中流体的一个或几个控制体，或求解雷诺平均纳维-斯托克斯（N-S）方程，得到密封刚度和阻尼系数，再分析转子的运动状态，解释了密封流体激振的一些特性，但计算结果与实际相比偏差较大[28-38]。 例如，某转子在实验中发生了剧烈振动，其特点是当转速超过某一门槛值时，转子密封系统产生强烈振动。数值计算求出了密封动力特性系数，然后分析转子振动响应，得到的转子振动幅值并不是很大，与实验中转子强烈振动的现象相比差异较大。在交叉刚度被扩大10倍以后，计算的振动幅值才能反映转子的实验现象[39]。又如，某汽轮机额定功率是300MW，当汽轮机的输出功率小于额定功率时机组运行平稳，但是当接近额定功率时，高压缸中的汽轮机转子突然产生强烈的低频振动（振动频率为27Hz），其一阶模态阻尼比从5%下降至不到1%。如果按照上述计算方法进行分析，当汽轮机输出功率达到额定功率时，转子的一阶模态阻尼比虽然降低，但是只是在缓慢减小，阻尼比和振幅并没有发生突变，计算结果没有反映工程实际现象[40]。需要强调指出的是，在工程实践中，汽轮机或者压缩机发生密封流体激振时，增大转子转速不能降低这种低频振动的幅值，而且转子低频振动的频率也不改变，锁定在转子一阶固有频率上，人们将这种现象称为频率锁定。利用上述分析模型也无法分析和再现这种流固作用导致的非线性现象。 何立东等[41]从流固耦合的角度，研究了密封流体激振的机理，认为密封腔中的流体在转子自转和转子涡动干扰下，形成脉动的流场，该流场又激励转子振动。在一定条件下，当流场脉动频率与转子的一阶固有频率接近时，会产生强烈振动。本书利用非线性振动模型描述了密封流体激振的非线性特性。应该指出，密封流体激振的定性和定量研究还未十分成熟，这是一个复杂的流固耦合问题。长期以来，密封流体激振的机理一直是叶轮机械领域的一个研究热点，也是一个尚未完全解决的难题。 1.3　工程中的密封流体激振 1.3.1　汽轮机密封流体激振 1965年，一台300MW的汽轮机，当负荷在200～240MW时，高压转子产生频率为26～30Hz（接近高压转子一阶临界转速频率）的强烈振动。若功率降低几十兆瓦，强烈振动消失。 某发电厂200MW的汽轮机组在3000r/min工作转速下，当负荷为170MW时，低频振动成分（30Hz）的幅值为5μm[42]。当打开高压调汽阀门，使负荷增大到190MW时，低频振动成分（30Hz）的幅值为20μm，增长了3倍，轴系发生密封流体激振。如果关小高压调汽阀门，负荷减小到180MW以下，则低频振动减小。该机组的振动现象与负荷紧密相关，负荷增大，低频振动成分（30Hz）的幅值也增大。该机组负荷在195MW以下时，轴承处振动小于26μm。大于等于195MW时，振动瞬时增至44μm。该机组存在的主要问题有：密封间隙分布不均，右侧间隙小于左侧间隙，两者之间*大相差1.10mm；顶部间隙大于底部间隙，密封磨损严重[43]。 某发电厂两台1000MW汽轮机，在低负荷时振动很小，当接近额定负荷时，密封流体激振导致汽轮机发生强烈振动而被迫停车。减小振动的方法主要有：改变蒸汽阀门开关顺序，使蒸汽对叶片的冲击更加均匀；减小转子在汽缸中的偏心，消除叶顶密封和隔板密封的间隙沿周向分布不均的问题。按照上述方法改造以后，汽轮机在额定负荷下的振动明显下降[26]。 某发电厂的750MW超临界汽轮机经常发生振动，其特点是输出功率小于600MW时运行平稳，接近额定功率时，高压转子就会发生强烈的振动，轴承被破坏。检修中调整了轴承间隙，改造了叶顶密封和隔板密封，抑制了密封流体激振，汽轮机能够在750MW额定功率下稳定运行[44]。 某电厂的汽轮发电机组，在检修时重新焊接了4根主进汽管道，由于产生了不同的残余焊接热应力，高压缸体扭曲变形，使每一级隔板与叶片之间的距离在圆周方向是不均匀的，高压缸发生密封流体激振，导致转子涡动。随着负荷的增大，转子振动幅值明显增大，但频率成分变化不大。降低负荷后，转子振动随之降低，频率成分也没有明显的变化。不管负荷如何变化，转子振动频率中始终存在着25Hz的频率成分，这一频率成分与转子的一阶临界转速（1470r/min）频率成分24.5Hz接近[33]。 国外引进的某超临界机组多次出现低频振动问题。测试表明，在257MW时，转子垂直方向振动主要包括27Hz低频分量15.2μm和50Hz工频分量63.2μm等。其中27Hz的低频分量接近高压转子的一阶临界转速频率成分28.75Hz。造成该机组发生密封流体激振的主要原因有：高压通流间隙设计不当（如围带汽封、隔板汽封和轴端汽封的间隙过小）、调速阀门开度的影响（使转子在缸内的径向位置和轴颈在轴承中的位置发生相对偏心，造成密封间隙周向分布不均匀，形成切向激振力）、轴承阻尼特性不佳（滑动轴承提供的阻尼不足以抑制涡动）[33]。 某电厂汽轮机1号机组在180MW以下时，转子振动幅值为120μm，工频成分突出。当负荷从180MW增至200MW时，转子强烈振动，振动幅值达到500～600μm，负荷增加则振动增大。当负荷降至160MW时，转子运行平稳。提高负荷至200MW时，强烈振动再次出现。2号机组负荷在25