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葉輪機械轉子密封系統流體激振與防控 版權信息
- ISBN：9787030749062
- 條形碼：9787030749062 ; 978-7-03-074906-2
- 裝幀：一般膠版紙
- 冊數：暫無
- 重量：暫無
- 所屬分類：>
葉輪機械轉子密封系統流體激振與防控 本書特色
本書可供石油化工、航空航天、電力、核電等領域從事透平機械（汽輪機、壓縮機、渦輪泵等）相關工作的研究人員和有關專業的師生使用。
葉輪機械轉子密封系統流體激振與防控 內容簡介
隨著透平機械轉速和介質壓力的提高、轉子柔性的增加和密封間隙的減小，密封流體激振已成為許多轉子強烈振動的根源，高性能減振密封技術是現代高效、大功率透平機械發展的關鍵技術之一。本書基于這一現狀與趨勢，結合作者近年來在該領域的研究成果，以透平機械轉子密封系統為研究對象，分析了密封氣流激振的機理，建立了氣流激振的非線性理論模型，研究轉子密封系統的動力學問題。對密封激振的各類減振技術進行總結，重點講述了蜂窩密封等技術抑制振動的原理和實際應用。書中進行了大量的數值模擬和實驗，并理論聯系實際，結合作者解決的典型透平機械（包括汽輪機、壓縮機、渦輪泵）的工程技術問題，介紹了抑制密封流體激振的方法，這些為相關研究人員和工程人員提供了有價值的參考。本書可供石油化工、航空航天、電力、核電等領域從事透平機械（汽輪機、壓縮機、渦輪泵等）相關工作的研究人員和有關專業的師生使用。
葉輪機械轉子密封系統流體激振與防控 目錄
目錄
序
前言
第1章 緒論 1
1.1 引言 1
1.2 密封流體激振機理研究 2
1.3 工程中的密封流體激振 4
1.3.1 汽輪機密封流體激振 4
1.3.2 壓縮機密封流體激振 7
1.3.3 渦輪泵和給料泵中的密封流體激振 8
1.3.4 密封流體激振的特征 8
1.4 密封流體激振的抑制方法 9
1.4.1 減振密封抑制流體激振研究 9
1.4.2 反旋流等抑制密封流體激振方法 18
1.5 本章小結 27
參考文獻 27
第2章 密封流體激振非線性振動模型 33
2.1 流體引發的振動 33
2.2 非定常流研究的現狀及其發展 37
2.2.1 基于N-S方程的數值模擬 39
2.2.2 基于非線性振動模型的分析 39
2.3 轉子密封系統流體激振的非線性振動模型 40
2.3.1 非線性振動模型 40
2.3.2 轉子密封系統的流固耦合振動 41
2.3.3 密封流體激振的非線性振動模型 42
2.3.4 小結 43
2.4 轉子-軸承-密封系統中的若干非線性動力學問題 44
2.4.1 軸承油膜振蕩與密封流體激振 44
2.4.2 頻率鎖定 45
2.4.3 振幅突變 46
2.4.4 結論 48
2.5 轉子密封系統反旋流抑振的數值模擬 49
2.5.1 引言 49
2.5.2 反旋流抑振的數學模型 49
2.5.3 數值模擬及結果分析 50
2.5.4 小結 52
2.6 離心壓縮機梳齒密封流體激振非線性動力學分析 52
2.6.1 引言 52
2.6.2 某離心壓縮機運行狀態簡介 53
2.6.3 數值模擬計算模型的建立 54
2.6.4 壓縮機運行工況的數值模擬 55
2.6.5 結論 58
2.7 本章小結 59
參考文獻 59
第3章 三維轉子密封流固耦合模型與分析 61
3.1 密封腔流體運動的小擾動簡化分析方法 61
3.2 數值求解含有湍流模型的雷諾平均N-S方程 63
3.3 非線性密封流體激振研究 66
3.4 轉子密封流固耦合振動模型 68
3.4.1 轉子密封系統非線性流固耦合模型 68
3.4.2 流固耦合數值算法 69
3.4.3 網格生成技術 70
3.5 密封三維黏性流動數值計算方法 70
3.5.1 基本方程 70
3.5.2 采用任意曲線坐標系的基本方程 71
3.5.3 雙方程湍流模型 72
3.5.4 數值算法的線性化處理 73
3.5.5 數值計算中的對角化 74
3.5.6 數值算法中的迎風化 75
3.5.7 隱式時間推進方法 79
3.6 轉子密封系統三維流固耦合振動特性的研究 79
3.6.1 轉速對密封流體激振影響的數值模擬 80
3.6.2 壓比對密封流體激振影響的數值模擬 81
3.6.3 預旋對密封流體激振影響的數值模擬 81
3.7 離心壓縮機梳齒密封中的流體激振 82
3.7.1 引言 82
3.7.2 原機概況 82
3.7.3 改造后的運行情況 83
3.7.4 梳齒密封流體激振的特點 83
3.7.5 減小壓縮機密封流體激振的措施 84
3.7.6 小結 85
3.8 本章小結 85
參考文獻 85
第4章 蜂窩密封特性研究 87
4.1 蜂窩密封研究進展 87
4.1.1 引言 87
4.1.2 蜂窩密封在現代葉輪機械中的應用 88
4.1.3 蜂窩密封的研究概述 92
4.2 蜂窩密封數值計算中的并行計算方法 96
4.2.1 引言 96
4.2.2 網絡并行的計算模式 96
4.3 蜂窩密封二維流動特性的數值分析 98
4.3.1 引言 98
4.3.2 蜂窩密封封嚴特性計算結果與實驗結果比較 98
4.3.3 蜂窩密封二維流動特性分析 100
4.3.4 結論 101
4.4 數值分析結果討論 102
4.5 蜂窩密封實驗臺設計與調試 102
4.5.1 偏心調節機構 102
4.5.2 實驗機轉子的支承 103
4.5.3 高壓氣體與潤滑油的密封結構 103
4.5.4 調速系統 104
4.5.5 進氣系統 104
4.5.6 測量裝置 105
4.5.7 蜂窩密封實驗件的制造 105
4.6 密封實驗臺分析 105
4.7 密封間隙氣流振蕩流場動態特性的實驗研究 106
4.7.1 密封間隙氣流動態壓力測試系統 106
4.7.2 實驗數據的處理與分析 106
4.8 密封間隙氣流脈動的機理 107
4.9 壓力傳感器引管的傳輸特性分析 108
4.10 實驗結果 110
4.10.1 大蜂窩孔密封和小蜂窩孔密封的對比實驗 110
4.10.2 梳齒輪盤/蜂窩靜子實驗 111
4.10.3 梳齒密封和光滑密封的對比實驗 112
4.11 實驗結果分析 112
4.11.1 密封間隙中非定常流的脈動特性分析 113
4.11.2 單峰譜圖和多峰譜圖的產生機理分析 117
4.11.3 密封間隙脈動流體的能譜分析 119
4.12 滑動軸承中的油膜壓力脈動 120
4.13 本章小結 120
參考文獻 121
第5章 鋁蜂窩密封結構設計 124
5.1 鋁蜂窩密封壁厚設計 125
5.1.1 有限元模型與數值分析 125
5.1.2 結果分析 125
5.1.3 小結 127
5.2 鋁蜂窩密封的封嚴特性研究 127
5.2.1 有限元模型與數值分析 127
5.2.2 蜂窩壁厚對封嚴特性的影響 129
5.3 蜂窩對邊距和蜂窩深度對封嚴特性的影響 131
5.3.1 有限元模型與數值分析 131
5.3.2 結果分析 132
5.4 密封間隙對封嚴特性的影響 133
5.4.1 有限元模型與數值分析 133
5.4.2 結果分析 133
5.5 蜂窩排列方向對封嚴特性的影響 134
5.5.1 有限元模型與數值分析 134
5.5.2 結果分析 135
5.6 高低蜂窩結構對封嚴特性的影響 136
5.6.1 有限元模型與數值分析 136
5.6.2 結果分析 138
5.7 密封長度對封嚴特性的影響 139
5.7.1 有限元模型與數值分析 139
5.7.2 結果分析 139
5.7.3 小結 140
5.8 鋁蜂窩密封制造方法 140
參考文獻 142
第6章 蜂窩密封工程應用 143
6.1 汽輪機葉頂蜂窩密封 143
6.1.1 汽輪機葉片失效分析 143
6.1.2 汽輪機葉片表面防護傳統方法 145
6.1.3 汽輪機葉片蜂窩密封技術 146
6.1.4 蜂窩密封抑制葉片振動實驗 146
6.1.5 蜂窩密封減少汽輪機葉片水蝕 149
6.1.6 蜂窩密封在汽輪機葉頂密封的工程應用 151
6.1.7 小結 157
6.2 汽輪機軸端蜂窩密封 157
6.2.1 汽輪機軸端密封泄漏問題 157
6.2.2 汽輪機軸端蜂窩密封結構 158
6.2.3 小結 172
6.3 煙氣輪機蜂窩密封 172
6.3.1 煙氣輪機密封系統簡介 172
6.3.2 煙氣輪機蜂窩密封改造 173
6.4 軸流壓縮機應用蜂窩密封 176
6.4.1 問題分析 177
6.4.2 蜂窩密封改造設計方法 178
6.4.3 工程驗證 180
6.5 蜂窩密封在離心壓縮機中的應用 180
6.5.1 壓縮機主要問題 180
6.5.2 密封失效導致推力瓦燒毀 182
6.5.3 蜂窩密封與梳齒密封性能數值分析 183
6.5.4 蜂窩密封在離心壓縮機軸承箱中的應用 188
6.5.5 小結 190
6.6 蜂窩密封在大型電動機中的應用 191
6.6.1 大型電動機油封泄漏原因分析 191
6.6.2 可調接觸式自動跟蹤蜂窩密封組合結構 197
6.6.3 密封實驗出現的問題 202
6.6.4 新型油封的特點 204
6.6.5 密封改造效果 205
6.6.6 小結 206
參考文獻 206
第7章 渦輪泵密封流體激振 208
7.1 火箭發動機渦輪泵穩定性 208
7.1.1 火箭發動機故障 208
7.1.2 火箭發動機渦輪泵密封流體激振 208
7.1.3 研究內容 209
7.2 梳齒密封動力特性準穩態數值分析 209
7.2.1 密封準穩態分析模型 209
7.2.2 梳齒密封流場數值分析 211
7.2.3 梳齒密封準穩態分析 212
7.2.4 誘導輪流場 221
7.2.5 渦輪泵轉子系統固有頻率 222
7.2.6 梳齒密封對轉子系統穩定性的影響 224
7.3 孔型密封動力特性準穩態數值分析 228
7.3.1 孔型密封和光滑密封及梳齒密封 228
7.3.2 孔排布方式的影響 232
7.3.3 周向孔數的影響 236
7.3.4 小孔深度 241
7.3.5 孔型密封半徑間隙 244
7.3.6 不同小孔深度的密封結構強度 247
7.3.7 小結 248
7.4 蜂窩密封動力特性準穩態數值分析 249
7.4.1 建立蜂窩密封模型 249
7.4.2 蜂窩密封計算結果與分析 250
7.4.3 阻尼密封與梳齒密封對比實驗 252
7.4.4 小結 253
參考文獻 254
第8章 梳齒密封流場測量 255
8.1 密封流場測量方法 255
8.1.1 流場測量技術 255
8.1.2 粒子圖像測速技術原理 255
8.1.3 梳齒密封流場測量研究現狀 257
8.1.4 本章研究內容 259
8.2 梳齒密封PIV測試系統實驗裝置 259
8.2.1 梳齒密封結構類型 259
8.2.2 梳齒密封實驗裝置結構參數 260
8.2.3 梳齒密封實驗裝置結構設計 261
8.2.4 PIV測試系統 263
8.3 梳齒密封間隙流場PIV可視化測試 265
8.3.1 引言 265
8.3.2 密封腔寬深比為0.6時對密封流場的影響 266
8.3.3 密封腔寬深比為0.8時對密封流場的影響 267
8.3.4 密封腔寬深比為1.0時對密封流場的影響 267
8.3.5 討論 268
8.4 本章小結 268
參考文獻 268
第9章 密封流體激振控制方法探索 270
9.1 水輪機密封流體激振 270
9.2 抽水抑制密封流體激振 270
9.2.1 常用的止漏環密封結構 271
9.2.2 止漏環簡化結構 271
9.2.3 實驗裝置 272
9.2.4 實驗數據分析 274
9.2.5 小結 276
9.3 噴水或噴氣抑制密封流體激振 276
9.3.1 反旋流
序
前言
第1章 緒論 1
1.1 引言 1
1.2 密封流體激振機理研究 2
1.3 工程中的密封流體激振 4
1.3.1 汽輪機密封流體激振 4
1.3.2 壓縮機密封流體激振 7
1.3.3 渦輪泵和給料泵中的密封流體激振 8
1.3.4 密封流體激振的特征 8
1.4 密封流體激振的抑制方法 9
1.4.1 減振密封抑制流體激振研究 9
1.4.2 反旋流等抑制密封流體激振方法 18
1.5 本章小結 27
參考文獻 27
第2章 密封流體激振非線性振動模型 33
2.1 流體引發的振動 33
2.2 非定常流研究的現狀及其發展 37
2.2.1 基于N-S方程的數值模擬 39
2.2.2 基于非線性振動模型的分析 39
2.3 轉子密封系統流體激振的非線性振動模型 40
2.3.1 非線性振動模型 40
2.3.2 轉子密封系統的流固耦合振動 41
2.3.3 密封流體激振的非線性振動模型 42
2.3.4 小結 43
2.4 轉子-軸承-密封系統中的若干非線性動力學問題 44
2.4.1 軸承油膜振蕩與密封流體激振 44
2.4.2 頻率鎖定 45
2.4.3 振幅突變 46
2.4.4 結論 48
2.5 轉子密封系統反旋流抑振的數值模擬 49
2.5.1 引言 49
2.5.2 反旋流抑振的數學模型 49
2.5.3 數值模擬及結果分析 50
2.5.4 小結 52
2.6 離心壓縮機梳齒密封流體激振非線性動力學分析 52
2.6.1 引言 52
2.6.2 某離心壓縮機運行狀態簡介 53
2.6.3 數值模擬計算模型的建立 54
2.6.4 壓縮機運行工況的數值模擬 55
2.6.5 結論 58
2.7 本章小結 59
參考文獻 59
第3章 三維轉子密封流固耦合模型與分析 61
3.1 密封腔流體運動的小擾動簡化分析方法 61
3.2 數值求解含有湍流模型的雷諾平均N-S方程 63
3.3 非線性密封流體激振研究 66
3.4 轉子密封流固耦合振動模型 68
3.4.1 轉子密封系統非線性流固耦合模型 68
3.4.2 流固耦合數值算法 69
3.4.3 網格生成技術 70
3.5 密封三維黏性流動數值計算方法 70
3.5.1 基本方程 70
3.5.2 采用任意曲線坐標系的基本方程 71
3.5.3 雙方程湍流模型 72
3.5.4 數值算法的線性化處理 73
3.5.5 數值計算中的對角化 74
3.5.6 數值算法中的迎風化 75
3.5.7 隱式時間推進方法 79
3.6 轉子密封系統三維流固耦合振動特性的研究 79
3.6.1 轉速對密封流體激振影響的數值模擬 80
3.6.2 壓比對密封流體激振影響的數值模擬 81
3.6.3 預旋對密封流體激振影響的數值模擬 81
3.7 離心壓縮機梳齒密封中的流體激振 82
3.7.1 引言 82
3.7.2 原機概況 82
3.7.3 改造后的運行情況 83
3.7.4 梳齒密封流體激振的特點 83
3.7.5 減小壓縮機密封流體激振的措施 84
3.7.6 小結 85
3.8 本章小結 85
參考文獻 85
第4章 蜂窩密封特性研究 87
4.1 蜂窩密封研究進展 87
4.1.1 引言 87
4.1.2 蜂窩密封在現代葉輪機械中的應用 88
4.1.3 蜂窩密封的研究概述 92
4.2 蜂窩密封數值計算中的并行計算方法 96
4.2.1 引言 96
4.2.2 網絡并行的計算模式 96
4.3 蜂窩密封二維流動特性的數值分析 98
4.3.1 引言 98
4.3.2 蜂窩密封封嚴特性計算結果與實驗結果比較 98
4.3.3 蜂窩密封二維流動特性分析 100
4.3.4 結論 101
4.4 數值分析結果討論 102
4.5 蜂窩密封實驗臺設計與調試 102
4.5.1 偏心調節機構 102
4.5.2 實驗機轉子的支承 103
4.5.3 高壓氣體與潤滑油的密封結構 103
4.5.4 調速系統 104
4.5.5 進氣系統 104
4.5.6 測量裝置 105
4.5.7 蜂窩密封實驗件的制造 105
4.6 密封實驗臺分析 105
4.7 密封間隙氣流振蕩流場動態特性的實驗研究 106
4.7.1 密封間隙氣流動態壓力測試系統 106
4.7.2 實驗數據的處理與分析 106
4.8 密封間隙氣流脈動的機理 107
4.9 壓力傳感器引管的傳輸特性分析 108
4.10 實驗結果 110
4.10.1 大蜂窩孔密封和小蜂窩孔密封的對比實驗 110
4.10.2 梳齒輪盤/蜂窩靜子實驗 111
4.10.3 梳齒密封和光滑密封的對比實驗 112
4.11 實驗結果分析 112
4.11.1 密封間隙中非定常流的脈動特性分析 113
4.11.2 單峰譜圖和多峰譜圖的產生機理分析 117
4.11.3 密封間隙脈動流體的能譜分析 119
4.12 滑動軸承中的油膜壓力脈動 120
4.13 本章小結 120
參考文獻 121
第5章 鋁蜂窩密封結構設計 124
5.1 鋁蜂窩密封壁厚設計 125
5.1.1 有限元模型與數值分析 125
5.1.2 結果分析 125
5.1.3 小結 127
5.2 鋁蜂窩密封的封嚴特性研究 127
5.2.1 有限元模型與數值分析 127
5.2.2 蜂窩壁厚對封嚴特性的影響 129
5.3 蜂窩對邊距和蜂窩深度對封嚴特性的影響 131
5.3.1 有限元模型與數值分析 131
5.3.2 結果分析 132
5.4 密封間隙對封嚴特性的影響 133
5.4.1 有限元模型與數值分析 133
5.4.2 結果分析 133
5.5 蜂窩排列方向對封嚴特性的影響 134
5.5.1 有限元模型與數值分析 134
5.5.2 結果分析 135
5.6 高低蜂窩結構對封嚴特性的影響 136
5.6.1 有限元模型與數值分析 136
5.6.2 結果分析 138
5.7 密封長度對封嚴特性的影響 139
5.7.1 有限元模型與數值分析 139
5.7.2 結果分析 139
5.7.3 小結 140
5.8 鋁蜂窩密封制造方法 140
參考文獻 142
第6章 蜂窩密封工程應用 143
6.1 汽輪機葉頂蜂窩密封 143
6.1.1 汽輪機葉片失效分析 143
6.1.2 汽輪機葉片表面防護傳統方法 145
6.1.3 汽輪機葉片蜂窩密封技術 146
6.1.4 蜂窩密封抑制葉片振動實驗 146
6.1.5 蜂窩密封減少汽輪機葉片水蝕 149
6.1.6 蜂窩密封在汽輪機葉頂密封的工程應用 151
6.1.7 小結 157
6.2 汽輪機軸端蜂窩密封 157
6.2.1 汽輪機軸端密封泄漏問題 157
6.2.2 汽輪機軸端蜂窩密封結構 158
6.2.3 小結 172
6.3 煙氣輪機蜂窩密封 172
6.3.1 煙氣輪機密封系統簡介 172
6.3.2 煙氣輪機蜂窩密封改造 173
6.4 軸流壓縮機應用蜂窩密封 176
6.4.1 問題分析 177
6.4.2 蜂窩密封改造設計方法 178
6.4.3 工程驗證 180
6.5 蜂窩密封在離心壓縮機中的應用 180
6.5.1 壓縮機主要問題 180
6.5.2 密封失效導致推力瓦燒毀 182
6.5.3 蜂窩密封與梳齒密封性能數值分析 183
6.5.4 蜂窩密封在離心壓縮機軸承箱中的應用 188
6.5.5 小結 190
6.6 蜂窩密封在大型電動機中的應用 191
6.6.1 大型電動機油封泄漏原因分析 191
6.6.2 可調接觸式自動跟蹤蜂窩密封組合結構 197
6.6.3 密封實驗出現的問題 202
6.6.4 新型油封的特點 204
6.6.5 密封改造效果 205
6.6.6 小結 206
參考文獻 206
第7章 渦輪泵密封流體激振 208
7.1 火箭發動機渦輪泵穩定性 208
7.1.1 火箭發動機故障 208
7.1.2 火箭發動機渦輪泵密封流體激振 208
7.1.3 研究內容 209
7.2 梳齒密封動力特性準穩態數值分析 209
7.2.1 密封準穩態分析模型 209
7.2.2 梳齒密封流場數值分析 211
7.2.3 梳齒密封準穩態分析 212
7.2.4 誘導輪流場 221
7.2.5 渦輪泵轉子系統固有頻率 222
7.2.6 梳齒密封對轉子系統穩定性的影響 224
7.3 孔型密封動力特性準穩態數值分析 228
7.3.1 孔型密封和光滑密封及梳齒密封 228
7.3.2 孔排布方式的影響 232
7.3.3 周向孔數的影響 236
7.3.4 小孔深度 241
7.3.5 孔型密封半徑間隙 244
7.3.6 不同小孔深度的密封結構強度 247
7.3.7 小結 248
7.4 蜂窩密封動力特性準穩態數值分析 249
7.4.1 建立蜂窩密封模型 249
7.4.2 蜂窩密封計算結果與分析 250
7.4.3 阻尼密封與梳齒密封對比實驗 252
7.4.4 小結 253
參考文獻 254
第8章 梳齒密封流場測量 255
8.1 密封流場測量方法 255
8.1.1 流場測量技術 255
8.1.2 粒子圖像測速技術原理 255
8.1.3 梳齒密封流場測量研究現狀 257
8.1.4 本章研究內容 259
8.2 梳齒密封PIV測試系統實驗裝置 259
8.2.1 梳齒密封結構類型 259
8.2.2 梳齒密封實驗裝置結構參數 260
8.2.3 梳齒密封實驗裝置結構設計 261
8.2.4 PIV測試系統 263
8.3 梳齒密封間隙流場PIV可視化測試 265
8.3.1 引言 265
8.3.2 密封腔寬深比為0.6時對密封流場的影響 266
8.3.3 密封腔寬深比為0.8時對密封流場的影響 267
8.3.4 密封腔寬深比為1.0時對密封流場的影響 267
8.3.5 討論 268
8.4 本章小結 268
參考文獻 268
第9章 密封流體激振控制方法探索 270
9.1 水輪機密封流體激振 270
9.2 抽水抑制密封流體激振 270
9.2.1 常用的止漏環密封結構 271
9.2.2 止漏環簡化結構 271
9.2.3 實驗裝置 272
9.2.4 實驗數據分析 274
9.2.5 小結 276
9.3 噴水或噴氣抑制密封流體激振 276
9.3.1 反旋流
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葉輪機械轉子密封系統流體激振與防控 節選
第1章 緒論 1.1 引言 航空發動機、汽輪機、煙氣輪機、離心壓縮機、軸流壓縮機以及液氫渦輪泵和液氧渦輪泵等葉輪機械是航空航天、石化、火力發電、核能等行業的核心設備[1]。隨著葉輪機械向著高參數和大容量方向的發展，為了提高壓縮機、燃氣輪機和汽輪機等葉輪機械的效率，介質的壓力和轉子轉速越來越高，對減小密封間隙、控制密封泄漏量的要求也越來越高。但與此同時，機組運行的穩定性受到了嚴重的威脅，葉輪機械中梳齒密封產生的流體激振便是所面臨的突出問題之一[2]，成為許多離心壓縮機（特別是高密度氣體壓縮機）、汽輪機、燃氣輪機和高壓渦輪泵振動的原因之一，直接影響著這些設備的穩定運行，成為葉輪機械發展的瓶頸之一，引起越來越多的關注。 某化肥廠的一臺合成氣壓縮機，段間密封流體激振導致轉子產生劇烈振動，軸承損壞，停產數月，經濟損失嚴重[3]。美國航天飛機液氧渦輪泵由于密封流體激振問題突出，產生低頻振動，威脅渦輪泵安全，特別是容易損壞軸承；國內某火箭也曾發生過類似的低頻振動問題[4]。汽輪機中的密封許多為梳齒密封，易磨損甚至倒伏，導致蒸汽泄漏嚴重、效率降低，不能有效抑制流體激振力。汽輪機葉片工作在高溫、高壓、高轉速以及濕蒸汽區等惡劣環境中，在流體激振力作用下，葉片產生疲勞裂紋，裂紋進一步發展導致葉片斷裂[5]，輕則引起機組振動，重則造成飛車事故[6-8]。某電廠汽輪機發電機組曾經發生過多次密封流體激振事故，發電機機組在近一年的時間里無法滿負荷運行，經濟損失嚴重。特別是超超臨界汽輪機，其中的蒸汽壓力極高，密封流體激振成為影響機組長期安全、穩定、高效運行的關鍵因素[9-11]。 如何提高葉輪機械的效率，同時又能夠保障機組穩定運行，是葉輪機械面臨的突出問題[12]。葉輪機械能量轉換過程中“高效、潔凈、安全”等多項準則往往相互沖突，如何*優地實現這些相互制約的目標，控制密封的泄漏量，同時使密封流體激振得到抑制、機組運行的穩定性得到保證，成為葉輪機械發展的重大挑戰。發展高性能減振密封，已成為現代高效、大功率葉輪機械的關鍵技術之一。例如，美國一項發展高性能透平技術的計劃中，要使發動機的推力提高100%，其主要技術途徑是發展如下四項技術：三維葉片、先進密封、復合材料軸承、數字化集成控制。引進的艦用燃氣輪機，如LM2500和GT25000等機組，為提高效率、增強機組運行穩定性，都十分重視先進密封技術的研究與應用[13]。 目前，有關密封流體激振的研究，無論是理論分析方法，還是工程實用技術，都取得了豐碩的成果，但是也存在許多尚未解決的難題。下面就其發展歷史和研究現狀做一概要介紹。 1.2 密封流體激振機理研究 1940年美國GE公司（通用電氣公司）生產的一臺汽輪機，在提高負荷時產生強烈的密封流體激振[14]，用常規的動平衡方法無法消除。1958年Thomas提出了密封間隙激振的分析方法[15]，建立了汽輪機密封流體激振力的計算模型。隨后美國的Alford在研究航空發動機振動問題時，揭示了密封流體激振的機理，提出了流體激振力的計算方法[16]。1975年德國的Urlichs和Wohlrab在進行發動機實驗研究中證實了Alford力的存在。1984年美國的Vance在測試鼓風機葉輪橫向力時，也發現了Alford力。 一般認為，轉子在密封腔中偏置時，由于密封腔內三維流動和二次流等，密封周向壓力分布不均勻，從而形成密封流體激振力。由于密封腔中的流體有旋轉，周向壓力分布的變化與轉子和密封腔之間的間隙變化不完全對應，流體作用在轉子上的力可分解成一個與偏置方向相垂直的切向力，該切向力將激勵轉子產生渦動。當激振力達到或超過一定值時，就會使轉子產生強烈的振動。 為了分析密封流體激振力對轉子振動的影響，Thomas提出了以下動力學模型[17]： （1-1） 式中，Fx、Fy分別為力在x、y方向上的分量；K為主剛度；k為交叉剛度；C為主阻尼；c為交叉阻尼；x、y分別為位移分量；、分別為速度分量。 式（1-1）已成為許多文獻分析密封流體激振的基礎。一般認為，密封的交叉剛度是引起轉子失穩的主要原因。值增大時，切向力增加，轉子的穩定性降低。主阻尼C則有利于轉子的穩定。這樣在分析密封流體激振力對轉子穩定性的影響時，一般首先要計算密封的交叉剛度等動力特性系數。式（1-1）是在假設線性系統小渦動的情況下，給出的傳統密封動態特性八參數模型，但是無法準確分析大渦動狀態下的轉子密封系統非線性特征。 在Thomas和Alford提出的關于密封流體激振力的計算方法中，缺少密封入口切向速度的分析，沒有認識到影響切向力的一個主要因素是密封入口切向速度。切向力與密封交叉剛度密切相關，是引起轉子失穩的主要原因。Rosenberg[14]首先揭示了密封中的周向流會產生流體激振力，但理論計算結果偏離實際較大。 Vance和Murphy[18]發展了Alford理論，進行了阻塞流的假設。Black[19]采用短軸承理論計算密封動力系數，其計算結果在軸向雷諾數小于2×104的范圍內已被實驗證實。Childs建立了短密封動力系數的計算方法[20]，Nordmann和Dietzen[21]利用差分法開展了數值分析。 Bently和Muszynska[22]認為流體激振力對轉子的擾動反力是以某一固定的角速度繞軸頸旋轉的，且該反力在旋轉坐標中可由式（1-2）描述，流體激振力的旋轉效應是誘發轉子失穩的主要因素。式（1-2）中給出的Muszynska模型和傳統的八參數模型相比，更好地描述了流體激振力的非線性特性。 （1-2） 式中，Kf、D和mf分別為密封力的當量剛度、當量阻尼和當量質量；為流體平均周向速度；Kf、D和均為擾動位移x、y的非線性函數；為轉速；、為加速度。 Black-Childs模型是Muszynska模型的一個實例[23]。密封中氣流的周向流是進口氣流的預旋和軸的旋轉引起的周向拖曳所致。Kostynk從流體運動方程出發，建立了二維流動的流體運動模型，計入了軸的旋轉和密封內的周向流。Kanki和Kaneko在一些簡化假設下求出密封腔中的周向壓力分布，得到密封動力特性系數計算公式[24]。Kameoka等[25]將密封腔和齒隙分別作為控制體，這種兩控制體模型比以往把密封腔和齒隙中的氣流作為同一個速度和壓力分布微元體來考慮更為準確。Scharrer[26]、Iwatsubo和Yang[27][范4]分別研究了轉子傾斜和密封產生塑性變形對密封動力特性的影響。國內學者研究了梳齒密封的動力特性，主要是利用容積法分析密封腔中流體的一個或幾個控制體，或求解雷諾平均納維-斯托克斯（N-S）方程，得到密封剛度和阻尼系數，再分析轉子的運動狀態，解釋了密封流體激振的一些特性，但計算結果與實際相比偏差較大[28-38]。 例如，某轉子在實驗中發生了劇烈振動，其特點是當轉速超過某一門檻值時，轉子密封系統產生強烈振動。數值計算求出了密封動力特性系數，然后分析轉子振動響應，得到的轉子振動幅值并不是很大，與實驗中轉子強烈振動的現象相比差異較大。在交叉剛度被擴大10倍以后，計算的振動幅值才能反映轉子的實驗現象[39]。又如，某汽輪機額定功率是300MW，當汽輪機的輸出功率小于額定功率時機組運行平穩，但是當接近額定功率時，高壓缸中的汽輪機轉子突然產生強烈的低頻振動（振動頻率為27Hz），其一階模態阻尼比從5%下降至不到1%。如果按照上述計算方法進行分析，當汽輪機輸出功率達到額定功率時，轉子的一階模態阻尼比雖然降低，但是只是在緩慢減小，阻尼比和振幅并沒有發生突變，計算結果沒有反映工程實際現象[40]。需要強調指出的是，在工程實踐中，汽輪機或者壓縮機發生密封流體激振時，增大轉子轉速不能降低這種低頻振動的幅值，而且轉子低頻振動的頻率也不改變，鎖定在轉子一階固有頻率上，人們將這種現象稱為頻率鎖定。利用上述分析模型也無法分析和再現這種流固作用導致的非線性現象。 何立東等[41]從流固耦合的角度，研究了密封流體激振的機理，認為密封腔中的流體在轉子自轉和轉子渦動干擾下，形成脈動的流場，該流場又激勵轉子振動。在一定條件下，當流場脈動頻率與轉子的一階固有頻率接近時，會產生強烈振動。本書利用非線性振動模型描述了密封流體激振的非線性特性。應該指出，密封流體激振的定性和定量研究還未十分成熟，這是一個復雜的流固耦合問題。長期以來，密封流體激振的機理一直是葉輪機械領域的一個研究熱點，也是一個尚未完全解決的難題。 1.3 工程中的密封流體激振 1.3.1 汽輪機密封流體激振 1965年，一臺300MW的汽輪機，當負荷在200～240MW時，高壓轉子產生頻率為26～30Hz（接近高壓轉子一階臨界轉速頻率）的強烈振動。若功率降低幾十兆瓦，強烈振動消失。 某發電廠200MW的汽輪機組在3000r/min工作轉速下，當負荷為170MW時，低頻振動成分（30Hz）的幅值為5μm[42]。當打開高壓調汽閥門，使負荷增大到190MW時，低頻振動成分（30Hz）的幅值為20μm，增長了3倍，軸系發生密封流體激振。如果關小高壓調汽閥門，負荷減小到180MW以下，則低頻振動減小。該機組的振動現象與負荷緊密相關，負荷增大，低頻振動成分（30Hz）的幅值也增大。該機組負荷在195MW以下時，軸承處振動小于26μm。大于等于195MW時，振動瞬時增至44μm。該機組存在的主要問題有：密封間隙分布不均，右側間隙小于左側間隙，兩者之間*大相差1.10mm；頂部間隙大于底部間隙，密封磨損嚴重[43]。 某發電廠兩臺1000MW汽輪機，在低負荷時振動很小，當接近額定負荷時，密封流體激振導致汽輪機發生強烈振動而被迫停車。減小振動的方法主要有：改變蒸汽閥門開關順序，使蒸汽對葉片的沖擊更加均勻；減小轉子在汽缸中的偏心，消除葉頂密封和隔板密封的間隙沿周向分布不均的問題。按照上述方法改造以后，汽輪機在額定負荷下的振動明顯下降[26]。 某發電廠的750MW超臨界汽輪機經常發生振動，其特點是輸出功率小于600MW時運行平穩，接近額定功率時，高壓轉子就會發生強烈的振動，軸承被破壞。檢修中調整了軸承間隙，改造了葉頂密封和隔板密封，抑制了密封流體激振，汽輪機能夠在750MW額定功率下穩定運行[44]。 某電廠的汽輪發電機組，在檢修時重新焊接了4根主進汽管道，由于產生了不同的殘余焊接熱應力，高壓缸體扭曲變形，使每一級隔板與葉片之間的距離在圓周方向是不均勻的，高壓缸發生密封流體激振，導致轉子渦動。隨著負荷的增大，轉子振動幅值明顯增大，但頻率成分變化不大。降低負荷后，轉子振動隨之降低，頻率成分也沒有明顯的變化。不管負荷如何變化，轉子振動頻率中始終存在著25Hz的頻率成分，這一頻率成分與轉子的一階臨界轉速（1470r/min）頻率成分24.5Hz接近[33]。 國外引進的某超臨界機組多次出現低頻振動問題。測試表明，在257MW時，轉子垂直方向振動主要包括27Hz低頻分量15.2μm和50Hz工頻分量63.2μm等。其中27Hz的低頻分量接近高壓轉子的一階臨界轉速頻率成分28.75Hz。造成該機組發生密封流體激振的主要原因有：高壓通流間隙設計不當（如圍帶汽封、隔板汽封和軸端汽封的間隙過小）、調速閥門開度的影響（使轉子在缸內的徑向位置和軸頸在軸承中的位置發生相對偏心，造成密封間隙周向分布不均勻，形成切向激振力）、軸承阻尼特性不佳（滑動軸承提供的阻尼不足以抑制渦動）[33]。 某電廠汽輪機1號機組在180MW以下時，轉子振動幅值為120μm，工頻成分突出。當負荷從180MW增至200MW時，轉子強烈振動，振動幅值達到500～600μm，負荷增加則振動增大。當負荷降至160MW時，轉子運行平穩。提高負荷至200MW時，強烈振動再次出現。2號機組負荷在25
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