透平膨胀机叶轮故障处理分析

《透平膨胀机叶轮故障处理分析》论文发表期刊：《河南科技》；发表周期：2021年09期

《透平膨胀机叶轮故障处理分析》论文作者信息：徐广磊（1985—），男，本科，工程师，研究方向：膨胀机设计研发。

　　摘 要：外界扰动力是一种激励源，也是影响叶轮振动的重要因素。本文结合一起典型的叶轮叶片断裂事故，分析叶轮叶片的自振频率与激励源所产生的激振力频率相耦合时所产生的共振影响，研究其对叶轮带来的损害。通过改变叶片的自振频率或者激励源等方式，人们可以成功处理此类故障。

　　关键词：膨胀叶轮;扰动力;叶片自振频率;激励源

　　Abstract: The external disturbance force is a source of excitation and an important factor affecting the vibration of the impeller. Combining a typical impeller blade fracture accident, this paper analyzed the resonance effect generated when the natural frequency of the impeller blade was coupled with the frequency of the exciting force generated by the excitation source, and studied the damage it brings to the impeller. By changing the natural frequency or excitation source of the blade, people can successfully deal with this type of failure

　　Keywords: expansion impeller; disturbing force; blade natural frequeney; excitation source

　　工作期间，透平膨胀机叶轮可能出现故障，尤其是叶片断裂，若排除异物撞击，则主要原因还是叶轮叶片的振动。对于焓降大且线速度高的透平膨胀机叶轮来说，叶轮振动是比较常见的一种故障，危害非常大，其主要表现是造成叶轮叶片的撕裂。究其原因，在外界扰动力(激励源)的影响下，叶轮叶片会产生受迫振动。在实际工程设计中，设计人员往往只对叶轮进行孤立的振动分析，即仅关注激振力频率与叶轮自振频率相等时所发生的共振影响，而忽略系统中一些通流部件的影响，势必给叶轮的安全运行带来许多重大隐患。

　　事实上，在透平机械中，叶轮的前后静叶均可能产生耦合振动，比如，膨胀叶轮前导流叶片、离心压缩机[1的进口导叶、叶轮出口的叶片扩压器等这些常见部件的存在使得影响叶轮振动的因素变得复杂化和多元化。而对于透平膨胀机[2而言，产生周期性扰动力的原因也有很多，譬如，气流经过喷嘴出现分布不均匀、喷嘴叶片数和叶轮叶片数相耦合、叶轮转速、叶轮加工几何形状的不对称以及叶轮材质的不均匀等都可以引起叶片的振动。这些周期性的扰动力在叶轮的每一次转动中可以出现一次，也可以出现多次。如果其频率与叶轮的自振频率相同或者成倍数关系，就会产生共振。同时，随着扰动力的能量增大，扰动力频率的倍数越低，共振的危险也越大。

　　1案例分析

　　调试阶段，某公司配套液化装置的高低温膨胀机出现常温与喷嘴小开度条件下膨胀机无法冲转的现象。随后缓慢加大喷嘴开度，膨胀机仍然无法冲转，之后检查各阀门的情况，同时对机器进行再次盘车，均无异常后再次启动。最后，喷嘴开度达到40%左右，膨胀机才开始冲转，而且转速突然升得特别高，膨胀机的振动值也出现明显的跳动，振动最大值接近报警值，同时振动一直处于波动状态。随即停车检修，结果发现，膨胀机膨胀叶轮(半开式)与叶轮密封有剧蹭现象(设计上该处的间隙在0.5mm左右)。现场重新调整此处间隙后，膨胀机开车平稳，最后稳定运行。但是，稳定运行2个月后，膨胀机膨胀端振动突然由原来的10 um增长到30um，然后处于30 um左右小幅波动(机器的报警值是40 um，联锁值为50 um)。

　　分散控制系统(DCS)操作人员查看历史曲线，确认其他参数都没有发生太大变化，初步判断膨胀叶轮有损伤情况出现，但为了维持生产，决定先对机器进行降负荷运行处理，振动也随之有小幅的降低。但是，运行20 h后，机器突然出现膨胀端振动高联锁停车。拆检发现，膨胀叶轮出口叶片外圆处有部分叶片已经出现断裂掉块现象，而增压叶轮(半开式)完好无损。初步分析认为，事故原因如下：叶片与叶轮密封间隙过小而出现过副蹭现象，导致之前调试时第一次无法冲转成功，后强行冲转导致此处叶片可能已经存在伤痕，这样才会出现运行一段时间后叶片突然断裂的情况。

　　随后更换膨胀机备件转子，膨胀机恢复稳定运行。

　　但稳定运行5个月后，膨胀机又突然出现膨胀端振动高联锁跳车。DCS操作人员通过查看历史趋势发现，膨胀端的轴承振动在事故发生前的一段时间内有轻微的波动，其他工艺参数、转速及轴承温度均正常。随后拆检发现仍然是膨胀叶轮出口叶片外圆处发生叶片断裂掉块的现象。

　　由于连续两次发生同样的事故，而且第二次故障是在膨胀机运行5个月后发生的，因此人们可以基本排除机器装配及操作的原因，那么就需要从叶轮的材质和设计上查找原因。

　　2故障分析

　　2.1材质分析

　　膨胀叶轮的材质是6A02铝合金，按照《铝及铝合金挤压棒材》(GB/T 3191-2019)，对损坏的叶轮进行化学成分及力学性能分析，结果发现，叶轮母体材料纵向力学性能及横向力学性能均满足设计要求。因此，材质问题可以排除。

　　2.2 校核转子的临界转速

　　膨胀机转子的一阶临界转速为41 718 r/min，二阶临界转速为48 324 r/min3，膨胀机转子的一阶临界转速远远大于膨胀机的额定转速27000 r/min，所以理论上绝对安全。

　　2.3校核叶轮叶片的自振频率

　　叶轮在工作时受到各种激振力的作用，叶轮所受激振力大致可以分为有规律变化的和无规律变化的。有规律变化的激振力主要指周期性变化的激振力，如机械激振力、气体尾流激振力、叶轮旋转失速等;无规律变化的激振力主要指流体诱发所形成的激振力和其他随机激振力等。而激振力频率大多与原动机转速有直接关系[4]，一般可以表示为：

　　下面通过ANSYS软件对叶轮进行模拟分析。由图1可知，叶轮叶片的一阶自振频率为3354.4 Hz，该膨胀机的喷嘴叶片数为8个，对应的转速为25 158 r/min;叶片的二阶自振频率为5249.4 Hz，对应的转速是39370 r/min之后绘制坎贝尔图[5)(见图2)，按照叶片的一阶自振频率3354.4 Hz来划分非运转区间，其转速介于22 600 ~

　　27800 r/min，即隔离上限和隔离下限之间的空间。一般情况下，为了保护机器稳定运行，如果检测到膨胀机运行转速在该区域内停留2 min而转速没有继续提高超过500 r/min，就会发出报警，直到转速离开非运转区域，否则就会联锁停车。而实际情况是该膨胀机的额定转速是27000 r/min，最大转速为29000 r/min，联锁转速为30 500 r/min，显然，膨胀机膨胀的运转区域部分与叶轮的非运转区域重叠，在膨胀机运转到25 158 r/min附近时，频率耦合就会使膨胀叶轮叶片产生共振，导致叶片的损坏。

　　3 故障处理

　　经过前面的分析，人们不难发现，事故的原因是叶片的一阶自振频率与转速的8倍频耦合，而8倍频正好是喷嘴的叶片数相同而产生的一种共振现象。因此，人们必须改变叶片的自振频率或者扰力频率，避免产生共振。从理论上讲，改变叶片的自振频率有很多方法，如改变叶片厚度、宽度和型线等。半开式叶轮可以增加轮盖，变为闭式叶轮，这样可以大大提高叶片的自振频率。而改变扰力频率的最有效方式就是改变喷嘴的叶片数。

　　结合现场的实际情况，要想缩短检修时间，减少用户的损失，人们就必须用最小的变动和最短的时间来完成改造。最终形成的方案如下：改变出口叶片的长度，把出口叶片外缘整体切削掉一部分。这样不会影响与叶轮对应的密封件的变动，只需要重新加工一个膨胀叶轮，对于膨胀机的组装也没有任何影响。叶轮改动情况如图3所示，相比图3(a)中的叶轮，图3(b)中的叶轮出口位置的叶片从根部到外缘都进行了部分切除。

　　校核整改后，叶轮叶片的自振频率如图4所示。该膨胀机的额定转速是27 000 r/min，最大转速为29 000 r/min，联锁转速为 30 500 r/min。由图 4 可知，切削后的叶轮叶片的一阶自振频率变为 4 605.9 Hz，喷嘴叶片数为 8 个，对应的膨胀机转速为34 544 r/min，其远远超过膨胀机的设计转速。另外，从图 5也可以看到，修改后的叶轮一阶自振频率(4 605 Hz)变大，与8VPF在30 500 r/min内没有相交，因此就不存在转速耦合而产生振动的情况，该机器在工况范围内也就没有非运转区域。

　　经过整改，叶轮进行现场修复并投入运行，连续运行超过4 000 h，振动值基本上保持在11 μm左右，也没有再出现过大的波动现象，轴承温度及其他指标也很正常。

　　4结论

　　此次故障处理实践表明，采用半开式叶轮时，其半开式叶片为单悬臂结构，自振频率相对闭式叶轮要低得多，尤其是焓降大时，叶轮转速高，同时比转数偏小，叶片出口高度偏大，这导致与叶轮转速相关的激励频率偏高，而叶轮叶片的自振频率偏低，此时激励频率和自振频率很容易耦合发生共振。因此，人们必须考虑叶轮叶片的模态振动问题，利用有限元分析(FEA)计算出叶片的模态振动频率和振型，区分出真实的振动频率，最好能与试验结合确认准确性，同时考虑实际加工能力、材质问题等的影响，从结构上采取更多的措施来改变叶片的自振频率或扰动力，防止类似事故的发生。

　　参考文献：

　　[1]MEAD D J.Wave propagation and natural modes in periodic systems：I.mono-coupled systems[J].Journal of Sound and Vibration，1975(40)：1-18.

　　[2]计光华，透平膨胀机[M].北京：机械工业出版社，1982：2.

　　[3]张家忠，挤压油膜阻尼器-滑动轴承-刚性转子系统的稳定性及分岔行为[J].应用力学学报，1996(4)：35-40.

　　[4]刘士学，透平压缩机强度与振动[M].北京：机械工业出版i，1997：89.

　　[5]李蔓林，考虑稳态温度场的涡轮叶盘振动特性概率分析[J].推进技术，2017(246)：170-179