具有整体围带和凸台拉筋汽轮机长叶片阻尼振动特性实验研究

第53卷第2期2011年4月汽轮机技术TURBINETECHNOLOGYV0153NO2APR20L1具有整体围带和凸台拉筋汽轮机长叶片阻尼振动特性实验研究谢永慧，吴君，张荻，周代伟，陆伟1西安交通大学能源与动力工程学院，西安710049；2上海电气电站设备有限公司上海汽轮机厂，上海200240摘要阻尼围带和凸台拉筋结构在大型汽轮机叶片中被广泛采用来增加叶片阻尼，降低其振动应力。设计并建造了阻尼结构叶片振动特性实验台，对一具有阻尼围带和凸台拉筋汽轮机长叶片的阻尼器接触面施加不同转速下的正压力进行了振动特性测试，得到了不同转速正压力下叶片的频响曲线和模态阻尼比。试验结果表明只有围带接触时，随着转速的增加，叶片模态阻尼比先增后减；围带和拉筋都接触时，也存在同样的现象。当转速大于2600RMIN后，叶片的共振频率基本不变且模态阻尼比与自由叶片时基本一致。关键词汽轮机叶片；阻尼；振动实验研究分类号TK263文献标识码A文章编号10015884201102008104EXPERIMENTALSTUDYONVIBRATIONCHARACTERISTICSOFASTEAMTURBINEBLADEWITHINTEGRALSHROUDANDTIEWIREXIEYONGHUIWUJUNZHANGDI，ZHOUDAIWEI，LUWEI1SCHOOLOFENERGYANDPOWERENGINEERING，XIANJIAOTONGUNIVERSITY，XIAN710049，CHINA；2SHANGHAIELECTRICPOWERGENERATIONEQUIPMENTCOLTDSHANGHAITURBINEPLANT，SHANGHAI200240，CHINAABSTRACTINTEGRALSHROUDANDTIEWIREHAVEBEENWIDELYUSEDINSTEAMTURBINEBLADESATESTRIGWASDESIGNEDANDBUILTTOTESTTHEVIBRATIONCHARACTERISTICSOFBLADESWITHDAMPINGSTRUCTURE，ANDTHEVIBRATIONCHARACTERISTICSOFASTEAMTURBINELONGBLADEWITHSHROUDANDTIEWIREWEREMEASURED，THERESPONSECURVESANDMODALDAMPINGRATIOSOFTHEBLADEUNDERDIFFERENTCONTACTPRESSURESOFDAMPERSDUETOROTATIONALSPEEDSWEREOBTAINEDTHEEXPERIMENTALRESULTSSHOWTHATWITHTHEINCREASEOFROTATIONALSPEED，MODALDAMPINGRATIOOFTHEBLADEEXPERIENCEANINCREASEPERIODFOLLOWEDBYADECREASEPERIODWHENTHEREISONLYSHROUDCONTACTTHEEFFECTSARESIMILARTOTHEFORMERWHENTHEREAREBOTHSHROUDCONTACTANDTIEWIRECONTACTTHERESONANTFREQUENCYOFTHEBLADEREMAINSESSENTIALLYCONSTANTANDTHEMODALDAMPINGRATIOISBASICALLYIDENTICALWITHTHEFREEBLADEWHENTHEROTATIONALSPEEDISABOVE2600RMINKEYWORDSSTEAMTURBINEBLADE；DAMPING；VIBRATION；EXPERIMENTALSTUDY0前言叶片是汽轮机中最重要的零部件之一，其安全性对于汽轮机运行至关重要。汽轮机叶片在工作时不断受到脉动气流力的作用，使叶片产生受迫振动，叶片失效的主要原因是振动疲劳。随着汽轮机不断向高参数、大容量方向发展，末级叶片越来越长，其刚度越来越小，抵抗振动应力的能力不断降低。阻尼围带和凸台拉筋结构被广泛应用于现代汽轮机长叶片设计中，叶片受离心力作用变形使相邻叶片围带和拉筋接触，从而可以通过阻尼围带和拉筋接触面间的干摩擦作用来耗散振动能量，降低叶片振动应力，并使叶片呈现整圈振动改善其振动特性。国内外许多学者提出了多种描述接触面间干摩擦特性的数学模型，但由于接触摩擦的复杂性，很难用一种通用的模型来描述，而通过实验研究可以为理论分析提供可靠的验证依据及模型基础参数。GRIFFINJH研究了叶片一基础式阻尼对叶片振动特性的影响，国内许多学者研究了缘板阻尼器、凸肩阻尼对叶片振动特性的影响，目前实验研究对象多数是具有干摩擦阻尼结构的模型叶片，对于具有复杂阻尼结构的真实汽轮机叶片研究较少，而真实叶片的阻尼振动特性数据正是工程应用极为关注的。本文针对具有复杂阻尼结构的汽轮机叶片，设计并建造了振动特性实验台，研究了不同转速对应的围带和拉筋在正压力作用下叶片的阻尼振动特性，分析了阻尼结构对叶片振动特性的影响规律，为合理设计叶片、改善叶片动力特性提供了基础参数。收稿日期20100510基金项目国家863高技术基金项目2009AA04Z102，教育部新世纪优秀人才支持计划项目NCET一070682。作者简介谢永慧1971一，男，湖南郴州人，工学博士，教授，博十导师，主要从事透平机械强度振动与气动热力学研究。82汽轮机技术第53卷1阻尼结构叶片振动特性测试实验台11实验方案本文实验对象为具有叶顶整体围带以及叶身中间凸台拉筋的汽轮机长叶片，如图1所示。图1测试中使用的具有围带和凸台拉筋的叶片实际汽轮机运转时，相邻叶片由于离心力的作用产生扭转恢复使得围带和拉筋接触面间产生一定大小的正压力，实验中施加在围带和拉筋接触面不同转速对应的正压力可以通过计算获得。实验时，首先进行自由叶片无围带拉筋正压力测试，然后进行阻尼叶片有围带拉筋正压力测试，通过与叶根形状配套的夹具、螺纹顶杆和千斤顶将叶片固定，然后采用螺纹拉杆对加载盘施加拉力，将正压力通过加载盘卡具施加到叶片的围带和拉筋接触面上。加载完围带和拉筋正压力后即可使用激振器对叶片施加激振力，激振力频率通过函数信号发生器进行调节，激振力大小通过功率放大器调节，其数值通过动态力传感器测量得到。通过沿叶片高度方向布置电涡流位移传感器来测量叶片的振动位移。12实验测试系统图2所示为阻尼叶片振动实验测试系统，图3所示为试验台主体部分。实验台主要由叶根固定装置、围带及拉筋正压力施加装置、激振力施加及测量装置以及叶片振动响应幅值测量装置等构成。叶根固定装置由叶根夹块、螺纹顶杆及千斤顶等组成，如图4所示，通过叶根夹块和螺纹顶杆调节叶根的位置，用千斤顶对叶根施加足够大的力使其被完全约束。围带和拉筋正压力施加和测量装置由加载盘、应变式力传感器、钢丝绳和静态应变仪等组成，通过螺纹拉杆和钢丝绳对加载。如图5所示，盘外侧施加一定大小的周向拉力F，使加载盘内侧的摩擦块与接触面间产生一定大小的正压力，通过应变式力传感器测量的大小及其力臂以及围带正压力力臂后，由力矩平衡关系计算摩擦接触面间的正压力。激振力施加及测量装置由信号发生器、功率放大器、激振器、柔性连杆以及动态力传感器等组成，采用柔性杆连接激振器和叶片可以减小激振器对叶片产生的附加约束，1数据采集器；2，信号发生器；3_微型计算机；禾围带正压力加载盘；5一实验叶片；6一功率放大器；7。电涡流位移传感器；8动态力传感器；9柔性杆；LO激振器；L1一拉筋正压力加载盘；12一千斤顶；13叶根夹具；14一基础平台图2实验测试系统图3实验台主体部分图4叶根固定装置由信号发生器产生一定频率的正弦信号，经过功率放大器放大后输入到激振器中，通过柔性杆对叶片实施激振，激振力施加在75叶高处的叶型截面中间位置，其幅值由动态力传感器进行监测。叶片振动响应幅值测量装置由电涡流位移传感器、数据采集器和微型计算机等组成，沿叶片高度方向由叶顶到叶根布置2个电涡流传感器测点1、测点2，测第2期谢永慧等具有整体围带和凸台拉筋汽轮机长叶片阻尼振动特性实验研究83坝L糸烁珥O薯、ZLO0图5正压力加载盘受力分析量在一定激振力和围带、拉筋正压力作用下叶片的振动响应。13实验误差分析试验中不可避免地存在一些误差，本实验中产生误差的原因主要有1激振器连杆的附加质量影响。实验中采用较轻的柔性杆连接激振器和叶片，不可避免地对测试系统产生一定附加质量的影响，影响了激振器的工作特性，当激振力频率处于叶片共振区时，被测点加速度较大，附加质量影响较为显著。实验中对激振器以及叶片位置仔细调节并采用较轻的部件可以减小误差；2围带正压力测量误差。本实验中，围带、拉筋正压力加载盘在锁紧螺母处与托架接触产生摩擦力_厂，施加在加载盘上的拉力的力矩应与接触面正压力和摩擦力_厂所产生的两部分力矩来平衡。为了减小误差，将加载盘位置调整好以后，取下叶片，将锁紧螺母拧紧，对加载盘施加一定大小拉力使其力矩与摩擦力力矩平衡，记录力传感器输出的应变值，多次测量取平均后记做。实验时，将所ON0力传感器应变值S减去后再换算为正压力的大小；3系统误差与人工误差。由于加工精度、设备安装、仪器精度以及人为因素造成的误差，通过仔细调节以及多次测量取平均等方法降低误差。2实验内容及步骤由于不同转速下对应的围带、拉筋接触面间正压力不同，叶片振动时干摩擦接触面间的非线性特性不同，本文详细研究它们之间的关系。21实验内容本文的主要研究内容是首先，测量在自由状态时，一定大小激振力作用下叶片的频响曲线；然后模拟实际汽轮机运行时叶片围带和拉筋接触状况。随着汽轮机转速的升高，相邻叶片围带先接触，本文测量了叶片在2种不同转速对应的围带正压力以及一定大小激振力作用下的频响曲线；当转速逐渐增大后，相邻叶片围带和拉筋都接触，本文测量了叶片在3种不同转速对应的围带和拉筋正压力及一定大小激振力作用下的频响曲线。22实验主要步骤1自由叶片测量。通过叶根夹具以及螺纹顶杆将叶片调整到合适的位置后用螺纹顶杆将叶片顶紧，再用千斤顶对叶片施加足够大的压力将叶根部分完全约束住。安装激振器及连杆并调整传感器至相应的测点位置。对叶片施加一定幅值的稳态正弦激振力，测量叶片在不同频率激振力作用下的响应幅值，从而获得叶片自由状态下的频响曲线。2只有围带接触时的测量。将激振器连杆拆卸掉，用加载盘对叶片围带接触面施加一定转速对应的正压力，然后用柔性杆连接激振器和叶片并调整电涡流传感器位置。对叶片施加一定幅值的稳态正弦激振力，测量不同频率激振力作用下叶片的响应幅值。将激振器连杆拆卸掉后，重新施加下一个转速对应的围带正压力再进行测量。3围带和拉筋都接触时的测量。首先将激振器连杆拆卸掉，用加载盘分别对围带和拉筋接触面施加一定转速对应的正压力，接着连接激振器并调整位移传感器位置，测量叶片在一定幅值正弦稳态激振力作用下的频率响应。将连杆拆卸掉并施加下一组转速对应的正压力进行测量。3实验结果及分析31自由叶片测试叶片处于自由状态时，围带和拉筋均没有受到正压力作用，对叶片施加幅值为LN的正弦稳态激振力，测量叶片在不同频率激振力作用下的振动幅值。叶片自由状态下幅频响应曲线如图6所示，叶片一阶共振频率_厂为57HZ三维有限元计算获得叶片的静频为56HZ，模态阻尼比为00053。图6自由状态下叶片的幅频响应32围带拉筋接触面具有正压力状态根据文献2中的方法计算得到了不同转速下相邻叶片围带和拉筋接触面的正压力，如表1所示。表1不同转速下围带拉筋接触力图7中是激振力为2N时，不同转速下测点1处的频响曲线。从图中可以看出，转速从2100RMIN2200RRAIN时叶片共振幅值是增加的，参考图6可知，激振力为1N时自由叶片转速为0测点1处的共振幅值远大于激振力为2N时测汽轮机技术第53卷点处的共振幅值。因此，在一定的激振力作用下，当只有围带发生接触时，随着转速的增加，叶片的共振幅值先减小再增加。从表1中可以看出，在转速大于2413RMIN各个工况下，围带和拉筋都发生接触。从图8中可以更容易地看出在一定激振力作用下叶片共振幅值随转速的变化情况。转速,HK2200RMIN一2413RMIN时叶片共振幅值是降低的，转速从2413RMIN3000RMIN时叶片共振幅值不断增加。所以，当拉筋和围带均产生接触时，叶片共振幅值随着转速的升高也有一个先减小再增加的过程。昌宣、墨暑置、罂蜷丰K频率HZ图8叶片测点1处共振幅值随转速的变化图9所示是叶片模态阻尼比随转速的变化曲线，当转速从02200RMIN时，模态阻尼比先增大再减小，当转速为2100RMIN时最大。当转速从2200RMIN增加N3000RMIN时，模态阻尼比也同样先增加再减小，当转速为2413RMIN时，由于凸台拉筋接触面摩擦阻尼作用，其模态阻尼又达到一个局部极大值。叶片在3000RMIN下的模态阻尼比与自由状态下的模态阻尼比基本一致。图9叶片模态阻尼比随转速变化总结以上分析可知，当只有围带发生接触时，叶片的共振幅值先减小再增加，模态阻尼比先增大再减小。当叶片处于自由状态时，仅靠材料阻尼耗散振动能量，共振幅值较大，阻尼比较小；当转速为2100RMIN时，叶片通过围带接触面的摩擦运动以及材料阻尼耗散振动能量，使得共振幅值降低而模态阻尼比升高；当转速增大至2200RRAIN时，虽然围带接触面间的正压力增大使摩擦力增大，但此时相对运动幅值也大大降低，使得由于摩擦作用耗散的振动能量降低，因此与2100RMIN相比，振动幅值增加而模态阻尼比降低。当围带和拉筋均发生接触时，围带接触面间的正压力很大，使得接触面间接近黏滞状态，所耗散的振动能量非常小，由干摩擦导致的振动能量耗散主要发生在拉筋接触面上，拉筋接触面问正压力随转速的变化趋势与只有围带接触时相同，因此使得叶片共振幅值与模态阻尼比的变化与前者类似。当转速为3000RMIN时，围带和拉筋接触面间的正压力已经足够大使得其接触面间接近黏滞状态，耗散的振动能量很小，此时与自由叶片状态时类似，叶片振动能量的耗散主要依靠叶片材料阻尼，因此模态阻尼比与自由状态时基本一致。一般末级长叶片在工作转速下，阻尼围带和凸台拉筋都处于整圈自锁状态，此时模态阻尼比较小，而叶片在汽轮机升速过程中由于围带和拉筋接触面间的摩擦作用使模态阻尼比较大，有利于叶片安全通过“三重点”转速。图10所示为叶片共振频率随转速的变化曲线，特别说明的是，该图曲线为本静态实验台测试获得，而不是实际汽轮机运行时的整圈叶片振动频率。仅有围带接触时，共振频率随着转速的增加而不断增大；当围带和拉筋都接触时，共振频率随着转速的增加而不断增大。但是当转速为2413RMIN时，叶片共振频率比2200RMIN时稍低，此时叶片的共振频率并没有随正压力的增加而增大，这是由于此时拉筋刚刚发生接触时，影响了叶片的变形，从而使系统刚度增加较小，而此时引入的拉筋加载盘使对系统共振频率影响更大，从而使得共振频率降低。从图中可以看出，当围带拉筋都接触以后，转速从2413RMIN2600RMIN，共振频率从2370HZ提高1J2718HZ，其后由2600RMIN一3000RMIN，共振频率仅由2718HZ变化到2745HZ，变化极小，可以认为当转速大于2600RMIN后，叶片围带和拉筋接触面处已经处于黏滞状态，即叶片已经处于锁紧状态。4结论图10叶片共振频率随转速的变化本文建造了可以进行具有阻尼围带和拉筋结构叶片振动特性测试的实验台，并且具体研究了一个具有整体阻尼围带和凸台拉筋的实际汽轮机长叶片在不同转速下的阻尼振下转第131页第2期郑李坤等大型汽轮机组不同配汽方式下运行经济性试验分析131差仅为082。但随着负荷逐渐降低，单阀方式高压调节阀开度越来越小，节流损失越来越大，单顺阀方式下高压缸效率的偏差也就越来越大，负荷450MW时单顺阀方式高压缸效率偏差为330，负荷300MW时偏差达到了460。根据此前进行的性能试验数据，该机组高压缸做功约占整机的34，机组单阀方式下600MW、450MW、300MW汽轮机热耗率分别为79468KJKWH、82016KJKWH、85547KWH，依据公式4，切换至顺序阀后，由于高压缸效率的提高，机组在600MW、450MW、300MW时汽轮机热耗率应分别降低142KJKWH、652KJKWH、1030KJKWH，降幅为018、079、120。4结束语单顺阀经济性对比试验结果表明，由于高压缸进汽机构节流损失的减小，大型汽轮机组在部分负荷时顺序阀方式的运行经济性要优于单阀方式，且负荷越低，顺序阀方式的节能效果越明显。假定该机组以75额定负荷运行，在该负荷下由单阀切换至顺序阀时汽轮机热耗率降低079，忽略主蒸汽流量微小变化对锅炉效率和厂用电率的影响，则供电煤耗也相应降低079，约257GKWH。以机组年运行300天计，则每年节约标准煤8326。8T，同时减排大量二氧化碳。因此，在保证机组安全运行的前提下，将汽轮机组由单阀切换至顺序阀方式运行，能大幅提高大型汽轮机组低负荷状态下的运行经济性，创造显著的经济效益和社会效益。参考文献1王晓峰，高春升600MW汽轮机的阀门管理与调节级特性J汽轮机技术，2003，4521221232徐志强，宋英东，等国产引进型600MW汽轮机顺序阀投运情况调查及分析J汽轮机技术，2008，5053743773赵永林，秦占峰，等600MW汽轮机调节阀单阀切换顺序阀运行的安全性及经济性J热力发电，2007，36552544祁吴，马庆中亚临界600MW机组单阀切多阀及顺阀运行的完善J热力透平，2009，3821381415许静，张树芳，等汽轮机汽缸效率变化热经济性简化分析模型J中国电力，2002，358576洪文鹏，李勇汽轮机各缸相对内效率变化对整机相对内效率影响的计算模型J汽轮机技术，2002，443144145上接第84页动特性。主要结论如下1当只有围带接触时，随着转速的增加，叶片的共振幅值先减小后增加，模态阻尼比先增加后减小，当围带和拉筋都接触时，共振频率和模态阻尼比的变化与只有围带接触时类似，当转速为3000RMIN时，叶片的模态阻尼