汽轮机配汽不平衡汽流力的实验研究一种新的轴系故障现象.docx
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汽轮机配汽不平衡汽流力的实验研究一种新的轴系故障现象
汽轮机配汽不平衡汽流力的实验研究：
一种新的轴系故障现象与诊断
一、引言
国内外研究大型旋转机械故障诊断已有几十年历史，取得了大量的成果。
研究旋转机械故障机理的权威JohnSohre在其论文“高速涡轮机械运行问题的起因和治理”中清晰简洁地描述了典型的机械故障征兆及其可能成因，并将典型的故障划分为9类37种；白木万博把旋转机械故障划分为15种，施维新提出了按照频率分类的正向推理方法，把振动故障分为2类11种；黄文虎、夏松波在MMMD旋转故障诊断系统中把旋转机械故障划分为15类28种。
各提出一种利用各特征打分的方式进行故障诊断的简便方法；国内施维新通过大量的现场实验和理论分析，提出了按照频率分类的正向推理方法，便于寻找振动故障的振源；黄文虎、夏松波系统完整地研究了旋转机械故障诊断的机理、诊断；陆颂元也在故障的诊断和消除方面做出了杰出的贡献。
国内发电企业若干台200MW、300MW及600MW汽轮机组在中间负荷区运行时，发现一类由配汽不平衡汽流力引发的新型轴系故障。
该故障发生部位在高压转子处，以调节级附近最为严重，故障表现为轴心偏移、瓦温升高、振动增大富含低频成分等，且故障的呈现与负荷变化密切相关。
实际诊断中，因为该故障与汽流激振、转子不平衡、轴承失稳、轴承过载等典型故障有许多相似之处，所以经常导致误诊。
针对以上问题，本文首先对故障进行实验研究，然后从产生机理上进行分析，提出结论，最后再进行实验验证，在此基础上对故障的诊断方法进行研究。
在多年的故障诊断实践中，笔者发现国内部分200MW、300MW及600MW汽轮机组在中间负荷区运行时，在高压转子处易出现瓦温升高、振动增大、振动富含低频成分等现象，且与负荷的变化密切相关。
实际诊断中，一般认为是汽流激振、转子不平衡、轴承失稳或轴承过载等故障类型。
尽管如此，大型汽轮机组的故障机理仍然没有全部明确，笔者在对某电厂的一台210MW故障机组进行诊断时，就遇到了一种新的故障现象。
该机组在顺序阀状态下工作在中间负荷区时，特别是在170MW附近，#2瓦瓦温特别高，有时高达100度以上，多次引起烧瓦事故，有时轴振较大，达到140μm以上。
初始诊断时，诊断为……，后来发现有些地方无法解释，因此进一步做实验进行深入的研究。
本文首先对故障进行实验研究，然后从产生机理上进行分析，提出结论，最后再进行实验验证，在此基础上对故障的诊断方法进行研究。
二、实验研究
2.1实验过程
为全面研究这种故障，我们对该机组进行了实验。
该机组的高压调节阀编号及转子旋转方向如图1所示（从机头向机尾看），括号内为各调节阀喷嘴组数目。
图1顺序阀进汽方式
图2顺序阀阀杆升程曲线
由于故障现象在负荷为170MW左右表现最明显，因此设计如下实验：
实验初始状态为满负荷（210MW），通过关调速汽门减少负荷，每次减少5MW，降至150MW后，再通过开调速汽门增负荷，直至210MW。
整个实验历时70分钟，在实验过程中，我们测量了以下参数：
1瓦垂直方向轴振动和轴心位置，2瓦左上角（从机头向机尾看）轴振和轴心相对于轴承的位置，2瓦右上角轴振和轴心相对于轴承的位置，5瓦垂直方向轴振动和轴心位置，2瓦瓦温，负荷，主蒸汽和调节级压力，1瓦、2瓦和3瓦的瓦振，高、中压缸胀差，串轴。
实验过程趋势图如图###至图###所示。
其中，由于该机组多次发生#2瓦烧瓦事故，为防止事故的发生，在采集过程中，对#2瓦瓦温进行高频率采样（1-2秒采样一次），实时监控，其他点由于条件所限，进行低频率采样（6-7秒采样一次）。
2.2实验结果分析（故障诊断）
此类故障往往表现为瓦温升高、振动增大。
这台机组多次发生#2瓦烧瓦事故，因此#2瓦瓦温可以作为故障最为明显的特征之一。
为诊断故障原因，首先需要分析与故障相关程度较高的测点，在本例中，即是分析与#2瓦瓦温相关程度较高的测点。
通过对采集的其他测点进行人工分析，发现部分测点与#2瓦瓦温明显有相关性，为了客观的衡量相关性，以#2瓦瓦温信号作为基准序列，与试验过程中其它测点数据进行相似搜索。
由于#2瓦瓦温信号的采样频率远大于其它参量，因此采用相似搜索方法中的动态时间弯曲距离为相似性测度。
定义1：
长度都为n的时间序列
和
的欧氏距离
为：
（1）
其中：
和
分别表示序列
和
的第
个元素。
定义2：
时间序列
和
的动态时间弯曲距离
为：
（2）
（3）
（4）
其中：
表示空序列；
，
，
，
为自然数；
表示
的第一个元素；
表示除
的第一个元素外，其他元素组成的序列。
典型的相似性测度大多数以欧氏距离及其变形为基础，从上述定义可以看出，如果两个序列长度相等且时间坐标一致，则可以用欧氏距离计算其相似度。
欧氏距离的优点是计算简便，速度快，缺点是对序列在时间轴上的偏移非常敏感。
动态时间弯曲距离的特点和欧氏距离正好相反，它允许序列长度不一致或序列在时间轴上弯曲，但是运算复杂度大。
实际信号存在量纲、变化范围等因素的影响，数据序列的期望和方差一般不为零。
我们关心的是信号之间变化趋势的相似度，在相似搜索中，数据的期望或方差对相似度的计算存在负面的影响。
所以在计算相似度之前，需要对数据进行预处理，消除期望和方差的影响。
定义3：
对于一个序列
，其期望
和方差
分别定义如下：
（5）
（6）
定义4：
给定一个序列
，存在唯一的标准序列
与之对应。
序列
的标准序列
（7）
一个序列变换为标准序列后，变化趋势与原序列相似，所以可以用标准序列代替原序列作相似搜索，而且由于消除了期望和方差的影响，相似搜索的结果更准确。
根据上述思想，设计算法如下：
输入：
给定的时序数据（基准序列）；
待搜索的时序数据（匹配序列）；
相似度阈值；
输出：
与基准序列相似的匹配序列
1）基准序列变换为标准序列（标准基准序列）
2）对于每一条匹配序列
（1）变换为标准序列（标准匹配序列）
（2）如果标准匹配序列与标准基准序列的序列长度相等，时间坐标也一致，则采用欧氏距离计算序列的相似度
（3）如果标准匹配序列与标准基准序列的序列长度不相等或时间坐标不一致，则采用动态时间弯曲距离计算序列的相似度
（4）如果相似度小于预先设定的阈值，则两个标准序列是相似的，否则不相似
（5）如果标准序列相似，则原序列也相似，且原序列之间的相似度为标准序列间的相似度
分析结果如表2所示，其中距离越小表示相似度越大。
表###机组主要参数与#2瓦瓦温信号的相似性分析
参数名称
动态时间弯曲距离
变化趋势
#2瓦右直流
21.4534
相反
#2左直流与#2右直流之比
25.1977
相同
#2瓦左直流
37.6170
相同
串轴
44.1359
相反
阀门有效开度
49.6665
相反
#1瓦直流
55.7506
相同
#5瓦直流
77.6337
相同
#2瓦左轴振
84.8594
相反
调节级压力
100.0154
相反
#2瓦瓦振
102.7388
相同
功率
104.9142
相反
#2瓦右轴振
107.5710
相同
表###机组主要参数与#2瓦瓦温信号的相似性分析（变化趋势相同）
参数名称
动态时间弯曲距离
变化趋势
#2左直流与#2右直流之比
25.1977
相同
#2瓦左直流
37.6170
相同
#1瓦直流
55.7506
相同
#5瓦直流
77.6337
相同
#2瓦瓦振
102.7388
相同
#2瓦右
107.5710
相同
#5瓦瓦振
273.0178
相同
#1瓦瓦振
347.9887
相同
#3瓦瓦振
360.4739
相同
主汽压
385.4068
相同
#2瓦左
556.7373
相同
#1瓦垂直
629.7064
相同
#2瓦右直流
977.9485
相同
串轴
1078.3
相同
阀门有效开度
1150.7
相同
高压缸差胀
1255.2
相同
调节级压力
1297.5
相同
功率
1316.6
相同
中压缸差胀
1727.6
相同
表###机组主要参数与#2瓦瓦温信号的相似性分析（变化趋势相反）
参数名称
动态时间弯曲距离
变化趋势
#2瓦右直流
21.4534
相反
串轴
44.1359
相反
阀门有效开度
49.6665
相反
#2瓦左
84.8594
相反
调节级压力
100.0154
相反
功率
104.9142
相反
#1瓦垂直
133.3502
相反
高压缸差胀
198.2054
相反
#3瓦瓦振
327.7406
相反
中压缸差胀
422.9947
相反
#1瓦瓦振
438.0257
相反
#5瓦直流
448.6093
相反
#5瓦瓦振
459.5805
相反
主汽压
502.3175
相反
#2瓦右
558.2603
相反
#2瓦瓦振
580.4110
相反
#1瓦直流
734.2698
相反
#2瓦左直流
831.2884
相反
#2左直流/#2右直流之比
947.3293
相反
从相似性分析结果看，相似程度最高的是#2瓦右直流（变化趋势相反）和#2瓦左直流（变化趋势相同），这说明随着瓦温的升高，轴心位置向右侧移动，反之则向左移动。
用#2瓦左直流和#2瓦右直流的比值表征轴心位置的变化，如图###所示，用该参量与#2瓦瓦温进行相似性分析（结果见表###），相似程度也非常高，说明随着#2瓦瓦温的变化，转子在横截平面上受到力的作用，使得轴心位置发生较大改变。
此处推测瓦温的变化是由于轴心位置变化引起的。
串轴与#2瓦瓦温也很相似，说明随着瓦温变化，转子在轴向受到力的作用，进一步印证了故障是由力造成的；调节级压力也很相似，说明故障和阀门开度有关，又调节级压力受到主汽压力的影响，因此分析调节级压力与主汽压力的比值所表征的阀门有效开度，如图###所示。
用阀门有效开度与#2瓦瓦温进行相似性分析（结果见表###），相似程度也非常高，说明阀门开度对#2瓦瓦温有直接的影响。
由于高压调节阀控制着高压缸进汽，因此推测故障是由高压缸进汽产生的汽流力引起的。
由汽流力引发的典型故障有汽流激振，但本例中的故障与汽流激振有一定的区别，因此是一种全新的故障。
2.3与汽流激振对比
引起汽流激振的机理主要是由于密封间隙内压力径向分布不均和转子转矩径向不平衡。
但激振力不论是由轴封腔室内压差引起的，还是由转矩径向不平衡引起的，其引起转子涡动的力都与蒸汽流量直接有关，即与机组有功负荷有关，因此一旦在某一负荷下发生汽流激振，必然会随蒸汽流量的增大而加剧，如果不采取任何措施，也只有在小于某一流量下会消失，并且在以后某次升负荷和减负荷过程中将会有着良好的再现性。
由于蒸汽激振力与蒸汽密度和级前后压差成正比，因此，汽流激振多发生在高参数、大容量机组高中压转子处，特别是调节级附近。
本文的轴系故障与汽流激振极为相似：
故障都与负荷密切相关，都发生在高中压转子处且以调节级附近最严重，都含有低频成分，因此，很自然被诊断为汽流激振。
但同时许多文章又提到，所诊断的此类汽流激振存在某些与典型汽流激振不一致的现象，如故障在高负荷区反而消失、与调门控制方式有关等。
通过采取抑制汽流激振的措施，如改善汽缸与转子的对中关系、放大径向间隙、增加轴承稳定性、调整阀门开启顺序使汽流力合力有利于机组稳定性等，使故障情况有很大改善，但始终未能彻底消除故障[,,]。
据作者推断，这些故障很可能就含有本文故障的成分。
调节级配汽不平衡汽流力引发的机组轴系故障与汽流激振是两类性质完全不同的故障，但实际诊断处理时，二者经常容易被混淆。
究其原因，除了上文提到的二者故障现象的极为相似外，还有更深层次的原因。
由汽流激振的产生机理可知，轴承的稳定性降低及转子在汽缸中的位置不对中是产生汽流激振的根本原因。
调节级配汽不平衡汽流力的存在恰好可以导致较明显的轴心偏移，并且有时也会抬升转子，降低轴承稳定性，因此，调节级配汽不平衡汽流力在引发本文轴系故障的同时，很可能进而诱发机组出现汽流激振，使得两类故障交织在一起同时发生。
随着机组向高参数、大容量发展，调节级配汽不平衡汽流力对机组的影响会越来越大，在此类机组上发生这种情况的可能性会更大。
许多研究虽然已经意识到这种情况的存在，但他们认为调节级配汽不平衡汽流力也是由于汽流产生的，而且只是诱发汽流激振的一个因素，因此，并不把二者进行区分，而笼统地将交织在一起的这两类故障诊断为汽流激振，按照汽流激振进行处理[2,4,]。
这种对二者不加区分的处理方法，必然会忽略掉调节级配汽不平衡汽流力对机组的影响，给故障的解决带来困难。
因此，认真区分两类故障，分别采取相应解决措施，将具有极其重要的意义。
三、机理分析
3.1定性分析
由故障现象可知，机组在发生故障时轴心位置发生较大的变化，并且轴心位置随负荷的变化几乎是立即发生的，因此，必然存在一个随负荷变化的力作用在转子上。
力的存在，导致轴承载荷发生变化，轴心位置发生偏移，轴承的静动特性随之发生变化，使轴承工作在非设计工况下，因此，必然引起轴承稳定性、瓦温和振动的变化。
下面对力的来源进行分析。
蒸汽在调节级中流动时，对调节级动叶片产生汽流力的作用，这个汽流力可分解为沿圆周方向的切向力、沿半径方向的径向力和沿转轴方向的轴向力。
其中切向汽流力在叶轮上产生力偶而使转子旋转，同时产生一个通过转轴中心的力；轴向汽流力使转子产生轴向位移，并且对转轴产生一个翻转力矩；径向汽流力一般很小，其影响可以忽略不计。
图###切向力示意图
当调节级均匀进汽时，切向汽流力所产生的通过转轴中心的力和轴向汽流力对转轴的翻转力矩均匀的分布于整个圆周，能够自平衡，不对外表现力的作用。
机组采用节流调节时，就是这种情况，机组不存在故障。
但当调节级部分进汽时，它们不能够自平衡，表现出调节级配汽不平衡汽流力的作用，在机组的各轴承处产生附加载荷。
在机组负荷变化时，调门开启程度不同，力的大小就会随之发生变化。
在相同调门状态下，主汽压力降低，必将导致力的减小，这也就是降参数运行能使故障程度减轻的原因。
为了对变负荷过程中调节级配汽不平衡汽流力的变化有更清晰地了解，接下来对此力进行定量计算。
3.2调节级配汽不平衡汽流力的计算
作用在一个动叶片上的切向汽流力
和轴向汽流力
分别为：
（1）
（2）
式中
、
、
、
、
、
分别表示通过动叶片的蒸汽流量、动叶片的轴向面积、在动叶片进、出口蒸汽的绝对切向流速、在动叶片进、出口蒸汽的绝对轴向流速。
可以看出，要计算
和
，必须进行调节级变工况热力计算，求得相关参数。
调节级变工况计算有成熟的方法，具体可以参阅相关文献[,]。
计算得到
和
后，切向汽流力
所产生的通过转轴中心的力就是
，轴向汽流力
对转轴的翻转力矩
可由
和
到转轴中心线的距离乘积求得。
假设，
和
只在支撑高压转子的#1、#2号轴承上产生附加载荷，根据调节级到两轴承的距离，很容易便可求得
和
的综合作用对#1、#2号轴承产生的附加载荷。
把这个附加载荷分解成沿水平和垂直方向，并把所有动叶片的作用累加起来，就可得到
和
对#1、#2号轴承产生的水平和垂直方向上的附加载荷。
下面具体计算某汽轮机组的调节级不平衡汽流力。
调节级喷嘴室布置如图2所示，阀杆升程曲线如图3所示。
按上述方法，计算得到额定主蒸汽参数下调节级不平衡汽流力在整个负荷变化过程中对#1、#2号轴承产生的水平和垂直方向上的附加载荷如图4所示。
由图4可以看出，在负荷变化过程中，调节级配汽不平衡汽流力在#1、#2号轴承处所产生的附加载荷有很大变化；由于调门开启顺序的原因，垂直方向上的配汽不平衡汽流力基本上能够平衡，每个轴承上的附加载荷在
1吨范围内变化，轴承设计一般允许一定范围内的变工况，因此，对机组的影响不大；而水平方向上的配汽不平衡汽流力在170MW左右很大范围的负荷段内不能很好的平衡，最大时可对每个轴承产生4吨左右的附加载荷，而高压转子的自重不过10吨左右，任何轴承的设计都不会允许如此大的变工况，机组必然会出现故障。
主汽压力变化对调节级配汽不平衡汽流力的大小将会有直接影响。
当主汽压力降低，变负荷过程中此力将大为减小，但变化会依然存在，因此，有些机组就曾采用降参数运行的方法达到了缓解故障的目的。
但随着机组单机容量的不断增大，机组参数向着超临界、超超临界的方向发展，主汽压力的急剧提高，此力将会变得更大，且增长幅度会大大超过转子自重的增长幅度，即使高中压转子采用变工况能力更好的可倾瓦轴承，仍然无法避免故障的发生，某些600MW机组就曾报道发生此类故障。
四实验验证
针对故障原因，把该机组的顺序阀进汽方式改为对角进汽，对应的阀杆升程曲线如图###所示。
改进后，负荷变化时，#2瓦瓦温和轴振基本不变，证明诊断结果是正确的。
图###改进顺序阀方案的阀杆升程曲线
为了验证上述诊断和分析，在另一个电厂的同类型机组上进行了同类型试验。
三、机理分析
四、实验验证
五、提出新故障类型及诊断方法
六、结论
一、引言
a）现场运行发现很多机组存在一种新故障现象：
二瓦瓦温高
二、实验及结果
a）实验过程
b）实验结果
三、分析和实验验证
a）实验现象推测
b）与相似故障区别
c）机理分析
d）再做实验验证
四、结论
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