超臨界機組振動問題分析及對策

1、TPRI超臨界壓力汽輪機超臨界壓力汽輪機蒸汽激振問題分析及對策蒸汽激振問題分析及對策TPRITPRI二、汽輪機蒸汽（間隙）激振的機理與特征二、汽輪機蒸汽（間隙）激振的機理與特征1 軸系振動穩(wěn)定性概述軸系振動穩(wěn)定性概述1.1 定義定義 軸系振動穩(wěn)定性屬于自激振動的范疇。自激振動是指振動軸系振動穩(wěn)定性屬于自激振動的范疇。自激振動是指振動體自身所激勵的振動，其與轉(zhuǎn)子質(zhì)量不平衡等無直接關(guān)系，而體自身所激勵的振動，其與轉(zhuǎn)子質(zhì)量不平衡等無直接關(guān)系，而是由于機械振動系統(tǒng)內(nèi)部的力激發(fā)起來的。維持自激振動的能是由于機械振動系統(tǒng)內(nèi)部的力激發(fā)起來的。維持自激振動的能量來源于系統(tǒng)在本身運動中獲取的能量。系統(tǒng)一旦失穩(wěn)，

2、振幅量來源于系統(tǒng)在本身運動中獲取的能量。系統(tǒng)一旦失穩(wěn)，振幅將隨時間迅速發(fā)散（線性系統(tǒng)）或呈極限環(huán)軌跡（非線性系將隨時間迅速發(fā)散（線性系統(tǒng)）或呈極限環(huán)軌跡（非線性系統(tǒng)）。統(tǒng)）。TPRI1.2 汽輪發(fā)電機組的常出現(xiàn)的自激振動汽輪發(fā)電機組的常出現(xiàn)的自激振動1.2.1 油膜渦動和油膜振蕩油膜渦動和油膜振蕩 汽輪發(fā)電機組自激振動大多由支持軸承的油膜失穩(wěn)造成的。汽輪發(fā)電機組自激振動大多由支持軸承的油膜失穩(wěn)造成的。油膜渦動是油膜力激發(fā)的振動，此時正常運行條件的改變（如油膜渦動是油膜力激發(fā)的振動，此時正常運行條件的改變（如傾角和偏心率）引起油楔傾角和偏心率）引起油楔“推動推動”轉(zhuǎn)軸在軸承中運動，因而在轉(zhuǎn)軸在軸

3、承中運動，因而在旋轉(zhuǎn)方向產(chǎn)生的不穩(wěn)定力使轉(zhuǎn)子發(fā)生渦動（或正向進動）。如旋轉(zhuǎn)方向產(chǎn)生的不穩(wěn)定力使轉(zhuǎn)子發(fā)生渦動（或正向進動）。如果系統(tǒng)內(nèi)存在足夠大的阻尼，則轉(zhuǎn)軸回到其正常位置，變得穩(wěn)果系統(tǒng)內(nèi)存在足夠大的阻尼，則轉(zhuǎn)軸回到其正常位置，變得穩(wěn)定；否則，轉(zhuǎn)子將繼續(xù)渦動，出現(xiàn)較大的不穩(wěn)定振動。因其出定；否則，轉(zhuǎn)子將繼續(xù)渦動，出現(xiàn)較大的不穩(wěn)定振動。因其出現(xiàn)時的振動頻率為同步振動頻率的現(xiàn)時的振動頻率為同步振動頻率的40404848，接近轉(zhuǎn)速頻率，接近轉(zhuǎn)速頻率的一半，也常稱為油膜半速渦動。的一半，也常稱為油膜半速渦動。 當機器出現(xiàn)油膜渦動不穩(wěn)定，而且油膜渦動頻率等于系統(tǒng)當機器出現(xiàn)油膜渦動不穩(wěn)定，而且油膜渦動頻率等

4、于系統(tǒng)的某一階固有頻率時就會發(fā)生油膜振蕩。的某一階固有頻率時就會發(fā)生油膜振蕩。 TPRI 通常油膜渦動產(chǎn)生原因如下：通常油膜渦動產(chǎn)生原因如下：其過大的軸承磨損或間隙；其過大的軸承磨損或間隙；不合適的軸承設(shè)計；不合適的軸承設(shè)計；潤滑油參數(shù)的改變；潤滑油參數(shù)的改變；軸承承載的變化等。軸承承載的變化等。 油膜渦動和油膜振蕩的振動特征：油膜渦動和油膜振蕩的振動特征：振動具有突發(fā)性，且與運行轉(zhuǎn)速有關(guān)；振動具有突發(fā)性，且與運行轉(zhuǎn)速有關(guān)；振動的消失具有一定的滯后性；振動的消失具有一定的滯后性；通常先發(fā)生油膜渦動，后發(fā)生油膜振蕩；通常先發(fā)生油膜渦動，后發(fā)生油膜振蕩；油膜渦動油膜渦動振動頻率接近轉(zhuǎn)速頻率的一半，

5、油膜振蕩頻率等于轉(zhuǎn)子振動頻率接近轉(zhuǎn)速頻率的一半，油膜振蕩頻率等于轉(zhuǎn)子系統(tǒng)的一階固有頻率；系統(tǒng)的一階固有頻率；通常一旦發(fā)生油膜振蕩，無論轉(zhuǎn)速繼續(xù)升至多少，渦動頻率將總通常一旦發(fā)生油膜振蕩，無論轉(zhuǎn)速繼續(xù)升至多少，渦動頻率將總保持為轉(zhuǎn)子一階臨界轉(zhuǎn)速頻率。保持為轉(zhuǎn)子一階臨界轉(zhuǎn)速頻率。TPRI 消除和減小油膜渦動和油膜振蕩的措施：消除和減小油膜渦動和油膜振蕩的措施：改變軸承型式；改變軸承型式；增大軸承比壓；增大軸承比壓；降低降低潤滑油的黏度；潤滑油的黏度；減小軸承頂隙等。減小軸承頂隙等。1.2.2 蒸汽激振蒸汽激振 19581958年德國年德國ThomasThomas在研究蒸汽輪機時首先提出。在研究蒸汽

6、輪機時首先提出。 19651965年美國年美國AlfordAlford在研究航空發(fā)動機穩(wěn)定性時也指出該問題。在研究航空發(fā)動機穩(wěn)定性時也指出該問題。TPRI2 蒸汽激振機理蒸汽激振機理2.1 葉頂間隙激振力葉頂間隙激振力 葉輪偏心時，蒸汽在不同葉輪偏心時，蒸汽在不同間隙位置處的泄露量不同，使間隙位置處的泄露量不同，使作用在各個葉輪的圓周切向力作用在各個葉輪的圓周切向力不同產(chǎn)生一作用于葉輪中心的不同產(chǎn)生一作用于葉輪中心的橫向力（合力）。該橫向力垂橫向力（合力）。該橫向力垂直于葉輪中心偏移方向，將給直于葉輪中心偏移方向，將給轉(zhuǎn)子運動輸入能量，而形成渦轉(zhuǎn)子運動輸入能量，而形成渦動動。在一個振動周期內(nèi)，

7、當系在一個振動周期內(nèi)，當系統(tǒng)阻尼消耗的能量損失小于橫統(tǒng)阻尼消耗的能量損失小于橫向力所做的功，這種振動就會向力所做的功，這種振動就會被激發(fā)產(chǎn)生自激振動。被激發(fā)產(chǎn)生自激振動。TPRI 葉頂間隙激振力通常稱為葉頂間隙激振力通常稱為Alford力，其大小與間隙激振因子力，其大小與間隙激振因子和偏心率成正比。和偏心率成正比。 葉頂間隙激振因子大小與葉輪的級功率成正比，與動葉的平葉頂間隙激振因子大小與葉輪的級功率成正比，與動葉的平均節(jié)徑、高度和工作轉(zhuǎn)速成反比。其數(shù)學(xué)表達式如下：均節(jié)徑、高度和工作轉(zhuǎn)速成反比。其數(shù)學(xué)表達式如下： 對于帶有圍帶汽封的動葉，對于帶有圍帶汽封的動葉，該間隙激振因子因該間隙激振因子因

8、圍帶汽封蒸汽圍帶汽封蒸汽間隙激振因子較反動式汽輪機大間隙激振因子較反動式汽輪機大2-42-4倍倍yxqqFFqyqx00PHnDqP9549TPRI2.2密封流體力密封流體力 由于轉(zhuǎn)子的動態(tài)偏心，引起密封封腔室中蒸汽壓力分布的不均由于轉(zhuǎn)子的動態(tài)偏心，引起密封封腔室中蒸汽壓力分布的不均勻，其結(jié)果產(chǎn)生一垂直于轉(zhuǎn)子偏移方向的合力。與前者一樣，該勻，其結(jié)果產(chǎn)生一垂直于轉(zhuǎn)子偏移方向的合力。與前者一樣，該橫向力使轉(zhuǎn)子運動趨于不穩(wěn)定。在密封中蒸汽產(chǎn)生的動力特性數(shù)橫向力使轉(zhuǎn)子運動趨于不穩(wěn)定。在密封中蒸汽產(chǎn)生的動力特性數(shù)學(xué)描述較為復(fù)雜，根據(jù)國內(nèi)外研究一般認為密封的該橫向力是由學(xué)描述較為復(fù)雜，根據(jù)國內(nèi)外研究一般認

9、為密封的該橫向力是由以下幾種效應(yīng)引起的：以下幾種效應(yīng)引起的：Lomarkin效應(yīng)效應(yīng)氣體彈性氣體彈性(Alford)效應(yīng)；效應(yīng)；軸承氣體摩擦和氣體慣性效應(yīng)；軸承氣體摩擦和氣體慣性效應(yīng)；螺旋流效應(yīng)；螺旋流效應(yīng)；二次流效應(yīng)；二次流效應(yīng)；三維流效應(yīng)等。三維流效應(yīng)等。TPRI 研究表明，在不同的部位產(chǎn)生的蒸汽激振力的機理不同。在研究表明，在不同的部位產(chǎn)生的蒸汽激振力的機理不同。在高、中壓轉(zhuǎn)子的密封間隙處（主要指圍帶密封處，該處汽流的流高、中壓轉(zhuǎn)子的密封間隙處（主要指圍帶密封處，該處汽流的流速較高）主要由螺旋流效應(yīng)引起的，密封力形成源于高速旋轉(zhuǎn)的速較高）主要由螺旋流效應(yīng)引起的，密封力形成源于高速旋轉(zhuǎn)的轉(zhuǎn)

10、子對密封中蒸汽介質(zhì)的吸卷作用。當轉(zhuǎn)子在密封中的偏心運動轉(zhuǎn)子對密封中蒸汽介質(zhì)的吸卷作用。當轉(zhuǎn)子在密封中的偏心運動為相對于幾何中心的小偏心運動時，其動態(tài)力可簡化用類似于描為相對于幾何中心的小偏心運動時，其動態(tài)力可簡化用類似于描述軸承動力特性的述軸承動力特性的4個彈性系數(shù)和個彈性系數(shù)和4個阻尼系數(shù)表示：個阻尼系數(shù)表示： 該密封動態(tài)力的大小與密封進出口汽流參數(shù)、密封的結(jié)構(gòu)參該密封動態(tài)力的大小與密封進出口汽流參數(shù)、密封的結(jié)構(gòu)參數(shù)、密封的間隙及轉(zhuǎn)子在密封中的偏心運動有關(guān)。數(shù)、密封的間隙及轉(zhuǎn)子在密封中的偏心運動有關(guān)。.yxBBBByxAAAAffyyyxxyxxyyyxxyxxQyQxTPRI 在轉(zhuǎn)子端部軸

11、封處和隔板密封處的間隙激振力主要是由在轉(zhuǎn)子端部軸封處和隔板密封處的間隙激振力主要是由于氣體彈性效應(yīng)和二次流效應(yīng)引起的。當轉(zhuǎn)子存在偏心和傾于氣體彈性效應(yīng)和二次流效應(yīng)引起的。當轉(zhuǎn)子存在偏心和傾角時，在汽機端部將產(chǎn)生氣體彈性效應(yīng)和二次流效應(yīng)，其中角時，在汽機端部將產(chǎn)生氣體彈性效應(yīng)和二次流效應(yīng)，其中氣體彈性效應(yīng)只有在汽封齒進口間隙大于汽封齒出口間隙氣體彈性效應(yīng)只有在汽封齒進口間隙大于汽封齒出口間隙（收斂型）時，才會導(dǎo)致（收斂型）時，才會導(dǎo)致“負阻尼負阻尼”作功，轉(zhuǎn)子趨于失穩(wěn)；作功，轉(zhuǎn)子趨于失穩(wěn)；但當汽封齒進口間隙小于汽封齒出口間隙（發(fā)散型）時，可但當汽封齒進口間隙小于汽封齒出口間隙（發(fā)散型）時，可產(chǎn)生

12、一正阻尼力，其有助于提高轉(zhuǎn)子的穩(wěn)定性。產(chǎn)生一正阻尼力，其有助于提高轉(zhuǎn)子的穩(wěn)定性。 TPRI2.3 作用在轉(zhuǎn)子上的靜態(tài)蒸汽力作用在轉(zhuǎn)子上的靜態(tài)蒸汽力 由于高壓缸進汽方式的影響，高壓蒸汽產(chǎn)生一作用于轉(zhuǎn)子的由于高壓缸進汽方式的影響，高壓蒸汽產(chǎn)生一作用于轉(zhuǎn)子的蒸汽力，其一方面其可影響軸頸在軸承中的位置，改變了軸承的蒸汽力，其一方面其可影響軸頸在軸承中的位置，改變了軸承的動力特性（因軸承載荷變化）而造成轉(zhuǎn)子運動失穩(wěn)，另一方面使動力特性（因軸承載荷變化）而造成轉(zhuǎn)子運動失穩(wěn)，另一方面使轉(zhuǎn)子在汽缸中的徑向位置發(fā)生變化，引起通流部分間隙的變化。轉(zhuǎn)子在汽缸中的徑向位置發(fā)生變化，引起通流部分間隙的變化。在噴嘴調(diào)節(jié)汽

13、輪機中該蒸汽力是由于部分進汽引起的，通?？紤]在噴嘴調(diào)節(jié)汽輪機中該蒸汽力是由于部分進汽引起的，通常考慮到汽缸溫差方面的因素，噴嘴調(diào)節(jié)模式運行時首先開啟控制下半到汽缸溫差方面的因素，噴嘴調(diào)節(jié)模式運行時首先開啟控制下半180180范圍內(nèi)的噴嘴的調(diào)節(jié)汽閥，一般是下缸先進汽。調(diào)節(jié)級噴嘴范圍內(nèi)的噴嘴的調(diào)節(jié)汽閥，一般是下缸先進汽。調(diào)節(jié)級噴嘴進汽的非對稱性，引起不對稱的蒸汽力作用在轉(zhuǎn)子上，在某個工進汽的非對稱性，引起不對稱的蒸汽力作用在轉(zhuǎn)子上，在某個工況其合力可能是一個向上抬起轉(zhuǎn)子的力況其合力可能是一個向上抬起轉(zhuǎn)子的力, ,從而減少了軸承比壓，導(dǎo)從而減少了軸承比壓，導(dǎo)致軸瓦穩(wěn)定性降低。此力的大小和方向與機組運

14、行中各調(diào)門的開致軸瓦穩(wěn)定性降低。此力的大小和方向與機組運行中各調(diào)門的開啟順序、開度和各調(diào)門噴嘴數(shù)量有關(guān)。啟順序、開度和各調(diào)門噴嘴數(shù)量有關(guān)。TPRI3 蒸汽激振蒸汽激振的振動特征的振動特征振動產(chǎn)生于高參數(shù)、大容量機組的高壓轉(zhuǎn)子或高中壓轉(zhuǎn)子；振動產(chǎn)生于高參數(shù)、大容量機組的高壓轉(zhuǎn)子或高中壓轉(zhuǎn)子；振動敏感于負荷振動敏感于負荷，且一般發(fā)生在較高負荷工況；且一般發(fā)生在較高負荷工況；振動與某一門檻負荷關(guān)系密切、重復(fù)性較好；振動與某一門檻負荷關(guān)系密切、重復(fù)性較好；振動有時與調(diào)門的開啟順序和調(diào)門開度有關(guān)，通過調(diào)換或關(guān)閉振動有時與調(diào)門的開啟順序和調(diào)門開度有關(guān)，通過調(diào)換或關(guān)閉有關(guān)閥門能夠避免低頻振動的發(fā)生或減小低頻

15、振動的幅度；有關(guān)閥門能夠避免低頻振動的發(fā)生或減小低頻振動的幅度；蒸汽激振產(chǎn)生的自激振動為轉(zhuǎn)子的正向進動；蒸汽激振產(chǎn)生的自激振動為轉(zhuǎn)子的正向進動；振動頻率為低頻，與工作轉(zhuǎn)速無關(guān)，通常以接近工作轉(zhuǎn)速一半振動頻率為低頻，與工作轉(zhuǎn)速無關(guān)，通常以接近工作轉(zhuǎn)速一半的頻率分量為主，嚴重時有時振動頻率與轉(zhuǎn)子一階臨界轉(zhuǎn)速頻率，的頻率分量為主，嚴重時有時振動頻率與轉(zhuǎn)子一階臨界轉(zhuǎn)速頻率，該振動也會呈現(xiàn)其它一些諧波頻率分量。該振動也會呈現(xiàn)其它一些諧波頻率分量。TPRI三、蒸汽激振對軸系穩(wěn)定性的影響三、蒸汽激振對軸系穩(wěn)定性的影響1 超臨界機組軸系振動穩(wěn)定性理論分析中應(yīng)按轉(zhuǎn)超臨界機組軸系振動穩(wěn)定性理論分析中應(yīng)按轉(zhuǎn)子子-

16、-軸承軸承- -蒸汽系統(tǒng)模型進行計算蒸汽系統(tǒng)模型進行計算 實際的汽輪機轉(zhuǎn)子是由若干級葉輪組成，除其兩端受到實際的汽輪機轉(zhuǎn)子是由若干級葉輪組成，除其兩端受到支撐軸承的油膜力作用外，在相應(yīng)的葉頂和軸封處還受到蒸支撐軸承的油膜力作用外，在相應(yīng)的葉頂和軸封處還受到蒸汽激振力的作用，故要建立其精確的數(shù)學(xué)模型較為困難。通汽激振力的作用，故要建立其精確的數(shù)學(xué)模型較為困難。通常是將轉(zhuǎn)子軸承常是將轉(zhuǎn)子軸承- -蒸汽系統(tǒng)進行?；幚?，將其離散為蒸汽系統(tǒng)進行模化處理，將其離散為N N個個集中質(zhì)量園盤的節(jié)點集中質(zhì)量園盤的節(jié)點, ,其間用其間用N-1N-1個無質(zhì)量的彈性軸段相連。個無質(zhì)量的彈性軸段相連。有關(guān)的軸承油膜力

17、、葉頂間隙激振力和密封間隙激振力的影有關(guān)的軸承油膜力、葉頂間隙激振力和密封間隙激振力的影響施加到與軸系相關(guān)的若干個節(jié)點上。響施加到與軸系相關(guān)的若干個節(jié)點上。TPRI 對于由園盤和彈性軸段組成的第個單元對于由園盤和彈性軸段組成的第個單元, ,它們左、右兩它們左、右兩端的力和位移狀態(tài)矢量關(guān)系可用傳遞矩陣端的力和位移狀態(tài)矢量關(guān)系可用傳遞矩陣TT來表示來表示, ,即即: : ZZi iR R =T =Ti iZZi iL L 根據(jù)相鄰單元間狀態(tài)矢量的相互關(guān)系根據(jù)相鄰單元間狀態(tài)矢量的相互關(guān)系, ,最后一個單元和最后一個單元和第一個單元的狀態(tài)矢量關(guān)系可用總傳遞矩陣第一個單元的狀態(tài)矢量關(guān)系可用總傳遞矩陣UU

18、表示表示, ,即即: : ZZN NR R =U =U ZZ0 0L L 其中：其中： U=TU=TN NTTN-1N-1TT1 1TT0 0 每一個單元的傳遞矩陣可以表示成系統(tǒng)特征根每一個單元的傳遞矩陣可以表示成系統(tǒng)特征根P P的二次的二次多項式形式多項式形式, ,即即: : TTi i=I+T=I+Ti i(1)(1)P+TP+Ti i(2)(2)P P2 2 根據(jù)轉(zhuǎn)子軸承系統(tǒng)的邊界條件根據(jù)轉(zhuǎn)子軸承系統(tǒng)的邊界條件, ,可得到以行列式表示可得到以行列式表示的特征方程的特征方程, ,即即: : DetDetD=0D=0 TPRI 上式展開并整理后得到如下多項式方程上式展開并整理后得到如下多項式

19、方程: : C C0 0+C+C1 1P+CP+C2 2P P2 2+ +C+CN-1N-1P PN-1N-1+P+PN N=0 =0 通過數(shù)值疊代法可以求出該代數(shù)方程的特征根。系統(tǒng)的通過數(shù)值疊代法可以求出該代數(shù)方程的特征根。系統(tǒng)的特征根一般為共軛復(fù)數(shù)形式特征根一般為共軛復(fù)數(shù)形式, ,即即P=P=ii。其中實部。其中實部為阻為阻尼系數(shù)尼系數(shù), ,虛部虛部為系統(tǒng)的渦動頻率為系統(tǒng)的渦動頻率, ,而其對數(shù)衰減率數(shù)學(xué)表達而其對數(shù)衰減率數(shù)學(xué)表達式為式為=-2/,=-2/,如果如果大于零則系統(tǒng)穩(wěn)定大于零則系統(tǒng)穩(wěn)定, ,反之則系統(tǒng)失反之則系統(tǒng)失穩(wěn)。穩(wěn)。 根據(jù)上述傳遞矩陣根據(jù)上述傳遞矩陣- -多項式方程原理編

20、制了轉(zhuǎn)子多項式方程原理編制了轉(zhuǎn)子- -軸承軸承- -蒸蒸汽系統(tǒng)的振動穩(wěn)定性計算程序。通過計算轉(zhuǎn)子軸承系統(tǒng)的各汽系統(tǒng)的振動穩(wěn)定性計算程序。通過計算轉(zhuǎn)子軸承系統(tǒng)的各階阻尼固有頻率，可求出其對應(yīng)的對數(shù)衰減率，進而確定定階阻尼固有頻率，可求出其對應(yīng)的對數(shù)衰減率，進而確定定系統(tǒng)運動的穩(wěn)定性，并進行軸系優(yōu)化設(shè)計。該程序可以考慮系統(tǒng)運動的穩(wěn)定性，并進行軸系優(yōu)化設(shè)計。該程序可以考慮軸承油膜特性、葉頂間隙激勵、迷宮密封流體激勵、軸段的軸承油膜特性、葉頂間隙激勵、迷宮密封流體激勵、軸段的剪切變形、園盤轉(zhuǎn)動慣量和陀螺效應(yīng)以及溫度對材料彈性模剪切變形、園盤轉(zhuǎn)動慣量和陀螺效應(yīng)以及溫度對材料彈性模量的影響等因素量的影響等

21、因素。TPRI3 算例分析算例分析3.1 3.1 某壓縮機轉(zhuǎn)子算例某壓縮機轉(zhuǎn)子算例 該壓縮機轉(zhuǎn)子結(jié)構(gòu)如下圖所示。其由兩個完全相同的圓柱型軸該壓縮機轉(zhuǎn)子結(jié)構(gòu)如下圖所示。其由兩個完全相同的圓柱型軸承支承，軸承內(nèi)徑承支承，軸承內(nèi)徑50mm,50mm,寬度寬度30mm30mm，用，用22#22#透平油，軸承潤滑油壓透平油，軸承潤滑油壓力和溫度分別為大氣壓和室溫。園盤直徑力和溫度分別為大氣壓和室溫。園盤直徑150mm150mm，寬度，寬度100mm100mm。轉(zhuǎn)。轉(zhuǎn)軸和園盤材料為軸和園盤材料為45#45#鋼，材料密度為鋼，材料密度為7.87.810103 3Kg/mKg/m3 3，彈性模量為，彈性模量為

22、2.182.1810101111N/mN/m，工作轉(zhuǎn)速，工作轉(zhuǎn)速30003000r/minr/min。壓縮機轉(zhuǎn)子結(jié)構(gòu)示意圖TPRI 據(jù)有關(guān)軸承手冊查得據(jù)有關(guān)軸承手冊查得3000r/min3000r/min轉(zhuǎn)速下支承軸承的油膜剛度系轉(zhuǎn)速下支承軸承的油膜剛度系數(shù)和阻尼系數(shù)如下數(shù)和阻尼系數(shù)如下: :K Kxxxx=3.0607=3.060710106 6N/mN/m，K Kxyxy=-9.2204=-9.220410105 5N/mN/mK Kyxyx=3.9554=3.955410105 5N/mN/m，K Kyyyy=5.1748=5.174810106 6N/mN/mC Cxxxx=1.243

23、8=1.243810104 4N.s/mN.s/m，C Cxyxy=8.8496=8.849610103 3N.s/mN.s/mC Cyxyx=6.3804=6.380410103 3N.s/mN.s/m，C Cyyyy=2.0366=2.036610104 4N.s/mN.s/m 將轉(zhuǎn)子系統(tǒng)化分為將轉(zhuǎn)子系統(tǒng)化分為1010個單元點個單元點(9(9個軸段個軸段) )，兩個軸承分別位于，兩個軸承分別位于第第2 2和第和第9 9個單元，計算中考慮園盤的轉(zhuǎn)動慣量和陀螺力矩及轉(zhuǎn)軸個單元，計算中考慮園盤的轉(zhuǎn)動慣量和陀螺力矩及轉(zhuǎn)軸剪切變形等的影響。計算出的前兩階阻尼固有頻率及其相應(yīng)的對剪切變形等的影響。計算

24、出的前兩階阻尼固有頻率及其相應(yīng)的對數(shù)衰減率分別為數(shù)衰減率分別為482.05 1/482.05 1/s s、1.86181.8618和和672.93 1/672.93 1/s s、0.93190.9319。 當在葉輪上作用有葉頂間隙激振力，則前兩階阻尼固有頻率對當在葉輪上作用有葉頂間隙激振力，則前兩階阻尼固有頻率對應(yīng)的對數(shù)衰減率與葉頂間隙激振力大小的關(guān)系如下圖所示。從中應(yīng)的對數(shù)衰減率與葉頂間隙激振力大小的關(guān)系如下圖所示。從中可以看出，隨著葉頂間隙激振因子可以看出，隨著葉頂間隙激振因子q q的增大，一階對數(shù)衰減率增加，的增大，一階對數(shù)衰減率增加，而二階對數(shù)衰減率減小，且變得不穩(wěn)定。此外，當而二階對

25、數(shù)衰減率減小，且變得不穩(wěn)定。此外，當q q增大到一定數(shù)增大到一定數(shù)值后，二者的固有頻率相互接近，達值后，二者的固有頻率相互接近，達600 1/600 1/s s左右。左右。TPRI前兩階對數(shù)衰減率與葉頂間隙激振因子的關(guān)系曲線-3.00-2.00-1.000.001.002.003.004.005.000.01.02.03.04.05.06.07.08.09.010.0（106）（106）（106N/m）TPRI3.2 3.2 某某300MW300MW機組高中壓轉(zhuǎn)子算例機組高中壓轉(zhuǎn)子算例 以某以某300MW300MW機組的高中壓轉(zhuǎn)子為例進行計算。計算工況為額定機組的高中壓轉(zhuǎn)子為例進行計算。計算工

26、況為額定負荷，僅考慮高中壓轉(zhuǎn)子葉頂間隙激振力的影響。負荷，僅考慮高中壓轉(zhuǎn)子葉頂間隙激振力的影響。3.2.1 3.2.1 葉頂間隙激振因子的計算結(jié)果葉頂間隙激振因子的計算結(jié)果 根據(jù)高中壓轉(zhuǎn)子額定負荷下各級的級功率、熱力參數(shù)、葉片的根據(jù)高中壓轉(zhuǎn)子額定負荷下各級的級功率、熱力參數(shù)、葉片的幾何尺寸，幾何尺寸，計算出各級葉輪的計算出各級葉輪的葉頂間隙激振因子，如下表所示。葉頂間隙激振因子，如下表所示。 單位：單位： N/mN/m 級號級號 高壓各級高壓各級 中壓各級中壓各級調(diào)節(jié)級調(diào)節(jié)級 6545.106545.10 1 977.82 668.72 1 977.82 668.72 2 987.27 668

27、.95987.27 668.95 3 988.79 647.17988.79 647.17 4 998.41 637.05998.41 637.05 5 980.85 589.97980.85 589.97 6 6 964.86 526.47964.86 526.47 7 936.96 504.90936.96 504.90 8 831.94 480.72831.94 480.72 9 800.90 433.85800.90 433.85 10 771.67771.67 11 735.16735.16 TPRI3.2.2 3.2.2 高中壓轉(zhuǎn)子穩(wěn)定性計算結(jié)果高中壓轉(zhuǎn)子穩(wěn)定性計算結(jié)果 考慮和不考

28、慮高中壓轉(zhuǎn)子各級葉頂間隙激振影響兩種情況下高考慮和不考慮高中壓轉(zhuǎn)子各級葉頂間隙激振影響兩種情況下高中壓轉(zhuǎn)子前兩階阻尼固有頻率（對應(yīng)于水平和垂直方向）及其對中壓轉(zhuǎn)子前兩階阻尼固有頻率（對應(yīng)于水平和垂直方向）及其對數(shù)衰減率如下表。數(shù)衰減率如下表。 不考慮葉頂間隙激振影響不考慮葉頂間隙激振影響 考慮葉頂間隙激振影響考慮葉頂間隙激振影響阻尼固有頻率（阻尼固有頻率（1/s1/s） 對數(shù)衰減率對數(shù)衰減率阻尼固有頻率（阻尼固有頻率（1/s1/s） 對數(shù)衰減率對數(shù)衰減率185.78096185.780960.598528 0.598528 185.80124185.801240.6987700.6987701

29、88.35298188.352980.6642720.664272 188.32968 188.32968 0.5654810.565481 從中可以看出考慮葉頂間隙激振影響后高中壓轉(zhuǎn)子水平和垂直從中可以看出考慮葉頂間隙激振影響后高中壓轉(zhuǎn)子水平和垂直方向最低階阻尼固有頻率對應(yīng)的對數(shù)衰減率分別有一定的增加和方向最低階阻尼固有頻率對應(yīng)的對數(shù)衰減率分別有一定的增加和降低。降低。TPRI四、國內(nèi)外超臨界壓力汽輪機蒸汽激振情況四、國內(nèi)外超臨界壓力汽輪機蒸汽激振情況1 美國美國早期投運的數(shù)十臺早期投運的數(shù)十臺450MW、600MW、700MW、800MW和和1300MW容量等級的機組的高壓轉(zhuǎn)子發(fā)生過蒸汽激

30、振引起的低頻容量等級的機組的高壓轉(zhuǎn)子發(fā)生過蒸汽激振引起的低頻振動。振動。 EPRIEPRI對全美所有的超臨界壓力汽輪發(fā)電機組進行全面調(diào)研之后，對全美所有的超臨界壓力汽輪發(fā)電機組進行全面調(diào)研之后，得出結(jié)論如下：得出結(jié)論如下：“蒸汽激振引起的高壓轉(zhuǎn)子和噴嘴腔室振動是超蒸汽激振引起的高壓轉(zhuǎn)子和噴嘴腔室振動是超臨界機組汽輪機存在的兩個主要問題臨界機組汽輪機存在的兩個主要問題”。美國通過多年的不斷摸索，采取更換軸瓦、改進設(shè)計參數(shù)（汽美國通過多年的不斷摸索，采取更換軸瓦、改進設(shè)計參數(shù)（汽機密封結(jié)構(gòu)、動靜間隙等）、在迷宮密封中沿軸向安裝止渦裝置、機密封結(jié)構(gòu)、動靜間隙等）、在迷宮密封中沿軸向安裝止渦裝置、調(diào)整

31、調(diào)門開啟順序和開度等方法才基本消除超臨界壓力機組高壓調(diào)整調(diào)門開啟順序和開度等方法才基本消除超臨界壓力機組高壓轉(zhuǎn)子的這種低頻振動故障。轉(zhuǎn)子的這種低頻振動故障。TPRI2 2 美國案例分析美國案例分析2.1 美國美國The Southern California Edison company 790MW超臨界汽機超臨界汽機高壓轉(zhuǎn)子高壓轉(zhuǎn)子振動特點振動特點 該公司共擁有該公司共擁有6 6臺同型號超臨界壓力汽輪發(fā)電機組臺同型號超臨界壓力汽輪發(fā)電機組(790MW(790MW，24.13MPa, 24.13MPa, 538/538538/538，雙軸，雙軸) )，其中一臺機組在投運的十幾年間，當有功負荷接

32、，其中一臺機組在投運的十幾年間，當有功負荷接近滿負荷時，高壓轉(zhuǎn)子突然出現(xiàn)劇烈振動，并造成高壓轉(zhuǎn)子和中壓轉(zhuǎn)子近滿負荷時，高壓轉(zhuǎn)子突然出現(xiàn)劇烈振動，并造成高壓轉(zhuǎn)子和中壓轉(zhuǎn)子之間軸承座內(nèi)的軸瓦頻繁損壞。為了防止機組產(chǎn)生突發(fā)振動，不得不將之間軸承座內(nèi)的軸瓦頻繁損壞。為了防止機組產(chǎn)生突發(fā)振動，不得不將負荷限制在負荷限制在600MW600MW以內(nèi)。通過技術(shù)咨詢服務(wù)公司以及制造廠，該公司找以內(nèi)。通過技術(shù)咨詢服務(wù)公司以及制造廠，該公司找到了控制高負荷工況下高壓轉(zhuǎn)子劇烈振動的方法，但是并沒有找到根治到了控制高負荷工況下高壓轉(zhuǎn)子劇烈振動的方法，但是并沒有找到根治高壓轉(zhuǎn)子劇烈振動以及軸瓦損壞的方法。高壓轉(zhuǎn)子劇烈振動

33、以及軸瓦損壞的方法。 進一步的測試、分析研究表進一步的測試、分析研究表明，引起突發(fā)劇烈振動的原因為低頻振動成分，其頻率接近于明，引起突發(fā)劇烈振動的原因為低頻振動成分，其頻率接近于0.5X0.5X，引，引起該振動故障的原因可能是軸瓦支撐松動或汽流激振。再者，通過現(xiàn)場起該振動故障的原因可能是軸瓦支撐松動或汽流激振。再者，通過現(xiàn)場觀察發(fā)現(xiàn)，觀察發(fā)現(xiàn)，2 2號軸瓦和號軸瓦和3 3號軸瓦在熱態(tài)工況下的標高相對變化量較大，且號軸瓦在熱態(tài)工況下的標高相對變化量較大，且密封腔室中極高的蒸汽壓力使高負荷工況下高壓轉(zhuǎn)軸在軸瓦間隙內(nèi)上浮密封腔室中極高的蒸汽壓力使高負荷工況下高壓轉(zhuǎn)軸在軸瓦間隙內(nèi)上浮量較大。量較大。T

34、PRI振動處理及效果振動處理及效果 通過采取不揭高壓缸和低壓缸，不吊出轉(zhuǎn)子的方法對高、中壓缸的通過采取不揭高壓缸和低壓缸，不吊出轉(zhuǎn)子的方法對高、中壓缸的滑銷系統(tǒng)進行了全面檢查，并對滑銷系統(tǒng)進行了全面檢查，并對2 2瓦和瓦和3 3瓦軸承座支撐進行了處理，同瓦軸承座支撐進行了處理，同時安裝儀表測試各瓦的油膜壓力、轉(zhuǎn)軸在軸瓦間隙內(nèi)的穩(wěn)態(tài)位置、軸時安裝儀表測試各瓦的油膜壓力、轉(zhuǎn)軸在軸瓦間隙內(nèi)的穩(wěn)態(tài)位置、軸瓦溫度以及軸承座標高變化。啟動后當機組負荷帶到滿負荷的瓦溫度以及軸承座標高變化。啟動后當機組負荷帶到滿負荷的90909595時，高壓轉(zhuǎn)子的低頻振動分量幅值不超過時，高壓轉(zhuǎn)子的低頻振動分量幅值不超過35

35、35m m，同時發(fā)現(xiàn)順序閥，同時發(fā)現(xiàn)順序閥運行方式下運行方式下4 4號調(diào)門（最后一個開啟的調(diào)門）對軸系穩(wěn)定性有較大的影號調(diào)門（最后一個開啟的調(diào)門）對軸系穩(wěn)定性有較大的影響。響。 在一年之后的大修中，更換第一級葉片，修復(fù)第一級噴嘴，改進在一年之后的大修中，更換第一級葉片，修復(fù)第一級噴嘴，改進葉頂汽封，同時減小葉頂汽封，同時減小2 2號、號、3 3號軸瓦頂隙，擴大其側(cè)隙。檢修后的運行號軸瓦頂隙，擴大其側(cè)隙。檢修后的運行表明，在表明，在4 4號調(diào)門關(guān)閉的情況下，滿負荷工況下高壓轉(zhuǎn)子低頻振動得到號調(diào)門關(guān)閉的情況下，滿負荷工況下高壓轉(zhuǎn)子低頻振動得到了較大改善。高壓調(diào)門的開啟方式對轉(zhuǎn)子在軸瓦間隙內(nèi)的相對穩(wěn)

36、態(tài)平了較大改善。高壓調(diào)門的開啟方式對轉(zhuǎn)子在軸瓦間隙內(nèi)的相對穩(wěn)態(tài)平均位置影響較大，并誘發(fā)軸系振動波動，所以該機組振動故障應(yīng)為汽均位置影響較大，并誘發(fā)軸系振動波動，所以該機組振動故障應(yīng)為汽流激振。直到目前電廠仍然沒有找到徹底消除高壓轉(zhuǎn)子低頻振動的措流激振。直到目前電廠仍然沒有找到徹底消除高壓轉(zhuǎn)子低頻振動的措施，機組在運行中不能開啟全部調(diào)門。施，機組在運行中不能開啟全部調(diào)門。 TPRI2.2 美國美國The Tennessee Valley AuthorityCumberland No.2 1300MW超臨界汽機高壓轉(zhuǎn)子超臨界汽機高壓轉(zhuǎn)子振動特點振動特點 田納西州水利管理局田納西州水利管理局Cumb

37、erland Cumberland 電站電站2 2號機組號機組(1300MW, 24.13MPa, (1300MW, 24.13MPa, 538/538538/538，雙軸，雙軸) )，當機組負荷帶到，當機組負荷帶到900MW900MW時，由高壓缸和兩低壓缸時，由高壓缸和兩低壓缸組成的軸系的高壓轉(zhuǎn)子突然產(chǎn)生組成的軸系的高壓轉(zhuǎn)子突然產(chǎn)生28Hz28Hz低頻振動，若繼續(xù)帶負荷高壓轉(zhuǎn)子低頻振動，若繼續(xù)帶負荷高壓轉(zhuǎn)子低頻振動會急劇增加，足以引起自動保護跳機。低頻振動會急劇增加，足以引起自動保護跳機。振動處理及效果振動處理及效果 該電站邀請制造廠（該電站邀請制造廠（ABBABB）、美國電力中央研究所（）

38、、美國電力中央研究所（EPRIEPRI）和克利）和克利夫來機械振動研究所對振動故障進行診斷。診斷結(jié)果為：夫來機械振動研究所對振動故障進行診斷。診斷結(jié)果為：“高壓轉(zhuǎn)子低高壓轉(zhuǎn)子低頻振動的出現(xiàn)與機組轉(zhuǎn)速無關(guān)，而與機組負荷關(guān)系密切，故可排除油膜頻振動的出現(xiàn)與機組轉(zhuǎn)速無關(guān)，而與機組負荷關(guān)系密切，故可排除油膜振蕩問題，振動故障應(yīng)為汽流激振振蕩問題，振動故障應(yīng)為汽流激振”。EPRIEPRI根據(jù)設(shè)計圖紙以及由電站和根據(jù)設(shè)計圖紙以及由電站和ABBABB技術(shù)人員測量的數(shù)據(jù)，建立了機組轉(zhuǎn)子技術(shù)人員測量的數(shù)據(jù)，建立了機組轉(zhuǎn)子支承系統(tǒng)的動力學(xué)模型。支承系統(tǒng)的動力學(xué)模型。?；秃筇幚碓趥€人計算機上進行，計算分析在?；?/p>

39、后處理在個人計算機上進行，計算分析在SunSun工作站上進行。采工作站上進行。采用用COJOURCOJOUR軟件計算各軸承的剛度系數(shù)和阻尼系數(shù)；采用軟件計算各軸承的剛度系數(shù)和阻尼系數(shù)；采用FEATUREFEATURE軟件計軟件計算軸系的臨界轉(zhuǎn)速、汽輪機轉(zhuǎn)子振動響應(yīng)和穩(wěn)定性；通過修正轉(zhuǎn)子系統(tǒng)算軸系的臨界轉(zhuǎn)速、汽輪機轉(zhuǎn)子振動響應(yīng)和穩(wěn)定性；通過修正轉(zhuǎn)子系統(tǒng)的剛度和阻尼，計入汽流作用在轉(zhuǎn)子上的周向力。分析的主要內(nèi)容為怎的剛度和阻尼，計入汽流作用在轉(zhuǎn)子上的周向力。分析的主要內(nèi)容為怎樣改變汽輪機部件的幾何形狀可以消除汽流激振。分析結(jié)果表明：若在樣改變汽輪機部件的幾何形狀可以消除汽流激振。分析結(jié)果表明：若在

40、迷宮密封中沿軸向安裝止渦裝置（其可以減小汽流在密封中的切向流動迷宮密封中沿軸向安裝止渦裝置（其可以減小汽流在密封中的切向流動速度），機組可以安全帶到滿負荷。速度），機組可以安全帶到滿負荷。 TPRI2.3 美國美國The Detroit Edison Company 800MW超臨界汽機高壓轉(zhuǎn)子超臨界汽機高壓轉(zhuǎn)子振動特點振動特點 該公司共擁有該公司共擁有4 4臺臺800MW (24.82MPa, 538/538)800MW (24.82MPa, 538/538)超臨界壓力汽輪發(fā)超臨界壓力汽輪發(fā)電機組，其中一臺機組當有功負荷帶到電機組，其中一臺機組當有功負荷帶到700MW700MW時，高壓轉(zhuǎn)子出

41、現(xiàn)突發(fā)劇烈時，高壓轉(zhuǎn)子出現(xiàn)突發(fā)劇烈低頻振動，該振動分量的頻率為低頻振動，該振動分量的頻率為34Hz34Hz（高壓轉(zhuǎn)子一階臨界轉(zhuǎn)速對應(yīng)的頻（高壓轉(zhuǎn)子一階臨界轉(zhuǎn)速對應(yīng)的頻率）。該低頻振動隨高壓缸進汽量的增大急劇發(fā)散，在達到滿負荷功率率）。該低頻振動隨高壓缸進汽量的增大急劇發(fā)散，在達到滿負荷功率之前高壓轉(zhuǎn)軸振動就超過保護值，引起機組保護動作跳機。由突發(fā)振動之前高壓轉(zhuǎn)軸振動就超過保護值，引起機組保護動作跳機。由突發(fā)振動分量頻率特性及與機組負荷的密切相關(guān)性可以判斷出該機組高壓轉(zhuǎn)子存分量頻率特性及與機組負荷的密切相關(guān)性可以判斷出該機組高壓轉(zhuǎn)子存在汽流激振故障。在汽流激振故障。振動處理及效果振動處理及效果

42、該公司研究分析認為引起軸系失穩(wěn)的汽流激振力產(chǎn)生于高壓缸蒸汽泄該公司研究分析認為引起軸系失穩(wěn)的汽流激振力產(chǎn)生于高壓缸蒸汽泄露處，是流體動力與機械結(jié)構(gòu)相互作用而產(chǎn)生的，并與設(shè)計參數(shù)（汽輪露處，是流體動力與機械結(jié)構(gòu)相互作用而產(chǎn)生的，并與設(shè)計參數(shù)（汽輪機密封結(jié)構(gòu)、動靜間隙等）以及蒸汽參數(shù)（蒸汽流量、溫度、流速）有機密封結(jié)構(gòu)、動靜間隙等）以及蒸汽參數(shù)（蒸汽流量、溫度、流速）有關(guān)。關(guān)。通過進行振動與機組負荷以及調(diào)門開啟順序、開度之間影響關(guān)系通過進行振動與機組負荷以及調(diào)門開啟順序、開度之間影響關(guān)系的試驗研究，找出了控制和消除高壓轉(zhuǎn)子汽流激振的方法。的試驗研究，找出了控制和消除高壓轉(zhuǎn)子汽流激振的方法。 TPR

43、I3 前蘇聯(lián)前蘇聯(lián)相當數(shù)量的相當數(shù)量的300MW、500MW、800MW容量等級的機組的高容量等級的機組的高壓轉(zhuǎn)子發(fā)生過蒸汽激振引起的低頻振動。壓轉(zhuǎn)子發(fā)生過蒸汽激振引起的低頻振動。前蘇聯(lián)對超臨界壓力汽輪機低頻振動研究結(jié)論為：雖然超臨前蘇聯(lián)對超臨界壓力汽輪機低頻振動研究結(jié)論為：雖然超臨界壓力汽輪機存在蒸汽激振力，但是否會出現(xiàn)低頻振動還決定界壓力汽輪機存在蒸汽激振力，但是否會出現(xiàn)低頻振動還決定于各支承軸承油膜阻尼大小以及油膜是否有附加的激振作用。于各支承軸承油膜阻尼大小以及油膜是否有附加的激振作用。機組帶負荷工況下的低頻振動主要由通流部分固有的汽動力機組帶負荷工況下的低頻振動主要由通流部分固有的汽

44、動力所引起，采用新型葉頂汽封結(jié)構(gòu)、調(diào)整高壓配汽結(jié)構(gòu)等是解決所引起，采用新型葉頂汽封結(jié)構(gòu)、調(diào)整高壓配汽結(jié)構(gòu)等是解決汽輪機低頻振動的有效措施。汽輪機低頻振動的有效措施。TPRI4 4 前蘇聯(lián)超臨界汽機改進設(shè)計分析前蘇聯(lián)超臨界汽機改進設(shè)計分析4.1 K-300-240 列寧格勒金屬工廠生產(chǎn)的該型汽輪機早期可用率很低，列寧格勒金屬工廠生產(chǎn)的該型汽輪機早期可用率很低，19641964年至年至19651965年統(tǒng)計均在年統(tǒng)計均在4040以下。其中一個主要問題為軸系的低頻振動以下。其中一個主要問題為軸系的低頻振動汽汽流激振，據(jù)流激振，據(jù)19691969年統(tǒng)計，年統(tǒng)計，4040的停機時間用來消除因汽流激振引起

45、的的停機時間用來消除因汽流激振引起的軸系低頻振動問題。通過對該型機組圍帶汽封的改造，提高了汽封在軸系低頻振動問題。通過對該型機組圍帶汽封的改造，提高了汽封在長期運行中的可靠性；最大限度地減少了漏汽；消除了中壓缸各級圍長期運行中的可靠性；最大限度地減少了漏汽；消除了中壓缸各級圍帶汽封碰摩現(xiàn)象；使汽輪機經(jīng)濟性提高了帶汽封碰摩現(xiàn)象；使汽輪機經(jīng)濟性提高了1 12 2；改造后的該型汽；改造后的該型汽輪機軸系在帶大負荷工況下也沒有出現(xiàn)低頻振動問題。輪機軸系在帶大負荷工況下也沒有出現(xiàn)低頻振動問題。TPRI4.2 K-500-240 哈爾科夫汽輪發(fā)電機廠生產(chǎn)的哈爾科夫汽輪發(fā)電機廠生產(chǎn)的K-500-240-1K

46、-500-240-1型汽輪機投運后，出現(xiàn)不型汽輪機投運后，出現(xiàn)不少問題，可用率很低。其中一個主要問題為汽流激振，當機組負荷帶到少問題，可用率很低。其中一個主要問題為汽流激振，當機組負荷帶到180MW180MW以上時，軸系以上時，軸系1 1、2 2、3 3號軸承出現(xiàn)低頻振動。號軸承出現(xiàn)低頻振動。 改進措施為：改進措施為：高壓轉(zhuǎn)子增加一個輔助支撐軸承（原先高、中壓轉(zhuǎn)子為高壓轉(zhuǎn)子增加一個輔助支撐軸承（原先高、中壓轉(zhuǎn)子為3 3支撐結(jié)構(gòu)），支撐結(jié)構(gòu)），以增強其支撐剛度，解決軸系低頻振動穩(wěn)定性問題；以增強其支撐剛度，解決軸系低頻振動穩(wěn)定性問題；采用鍛件焊接式低壓轉(zhuǎn)子，提高軸系的剛性和運行穩(wěn)定性；采用鍛件焊

47、接式低壓轉(zhuǎn)子，提高軸系的剛性和運行穩(wěn)定性；采用無油槽可傾瓦徑向軸承和能承受較高推力和支撐力的推力軸承，采用無油槽可傾瓦徑向軸承和能承受較高推力和支撐力的推力軸承，提高軸承在穩(wěn)態(tài)和過渡工況下的承載能力。提高軸承在穩(wěn)態(tài)和過渡工況下的承載能力。 改進后該型機組因汽流激振誘發(fā)的軸系低頻振動問題仍未得到徹底改進后該型機組因汽流激振誘發(fā)的軸系低頻振動問題仍未得到徹底解決。解決。TPRI K-500-240-2K-500-240-2型汽輪機仍然出現(xiàn)類似現(xiàn)象。對于汽輪機帶負荷型汽輪機仍然出現(xiàn)類似現(xiàn)象。對于汽輪機帶負荷工況下的低頻振動，前蘇聯(lián)進行了大量的研究工作，認為主要是通工況下的低頻振動，前蘇聯(lián)進行了大量的

48、研究工作，認為主要是通流部分固有的汽動力引起的，采用新型葉頂汽封結(jié)構(gòu)，是解決高壓流部分固有的汽動力引起的，采用新型葉頂汽封結(jié)構(gòu)，是解決高壓汽輪機由汽流激振產(chǎn)生的低頻振動的有效措施。同時還采取以下措汽輪機由汽流激振產(chǎn)生的低頻振動的有效措施。同時還采取以下措施消除或改善機組低頻振動：施消除或改善機組低頻振動：重新調(diào)整高壓配汽機構(gòu)，從而提高功率門限值；重新調(diào)整高壓配汽機構(gòu)，從而提高功率門限值；減小高壓缸通流部分的汽動力；減小高壓缸通流部分的汽動力；改進徑向軸承的結(jié)構(gòu)，提高軸系振動穩(wěn)定性；改進徑向軸承的結(jié)構(gòu)，提高軸系振動穩(wěn)定性；改善發(fā)電機轉(zhuǎn)子的熱穩(wěn)定性并將其支撐與改善發(fā)電機轉(zhuǎn)子的熱穩(wěn)定性并將其支撐與5

49、0Hz50Hz的共振頻率調(diào)開；的共振頻率調(diào)開；減小低壓轉(zhuǎn)子對不平衡的敏感度；減小低壓轉(zhuǎn)子對不平衡的敏感度；進一步改善汽輪機（特別是其靠近基礎(chǔ)的蒸汽管道）的保溫層，進一步改善汽輪機（特別是其靠近基礎(chǔ)的蒸汽管道）的保溫層，對基礎(chǔ)加裝遮熱板和進行通風冷卻，提高機組振動穩(wěn)定性，排除機對基礎(chǔ)加裝遮熱板和進行通風冷卻，提高機組振動穩(wěn)定性，排除機組發(fā)生低頻振動的可能性。組發(fā)生低頻振動的可能性。 TPRI 1979 1979年哈爾科夫?qū)δ旯柨品驅(qū)-500-240-2K-500-240-2型汽輪機改型，設(shè)計生產(chǎn)了型汽輪機改型，設(shè)計生產(chǎn)了K-500-K-500-240-3240-3型汽輪機。改進措施為：所有軸

50、承采用可傾瓦軸承，低壓缸動葉型汽輪機。改進措施為：所有軸承采用可傾瓦軸承，低壓缸動葉采用圍帶結(jié)構(gòu)。采用圍帶結(jié)構(gòu)。 列寧格勒金屬工廠按照哈爾科夫汽輪發(fā)電機廠的圖紙，又根據(jù)本廠列寧格勒金屬工廠按照哈爾科夫汽輪發(fā)電機廠的圖紙，又根據(jù)本廠傳統(tǒng)的設(shè)計思想，制造出傳統(tǒng)的設(shè)計思想，制造出K-500-240-4K-500-240-4型汽輪機。改進內(nèi)容及效果為：型汽輪機。改進內(nèi)容及效果為：高壓缸所有動葉具有與葉片整體銑制的圍帶，其上有汽封片，該汽高壓缸所有動葉具有與葉片整體銑制的圍帶，其上有汽封片，該汽封片與圍帶上方的汽封片頂蓋形成高效能的迷宮式汽封；封片與圍帶上方的汽封片頂蓋形成高效能的迷宮式汽封；該結(jié)構(gòu)可使

51、動靜徑向間隙增大到該結(jié)構(gòu)可使動靜徑向間隙增大到3 33.5mm3.5mm，首先消除高壓轉(zhuǎn)子的低，首先消除高壓轉(zhuǎn)子的低頻振動，其次可消除汽封片的磨損，并使設(shè)計間隙基本保持不變，頻振動，其次可消除汽封片的磨損，并使設(shè)計間隙基本保持不變，此外由于葉片根部汽封做成使葉根部位汽流能定向流入，從而提高此外由于葉片根部汽封做成使葉根部位汽流能定向流入，從而提高了級效率。了級效率。TPRI4.3 4.3 K-800-240K-800-240 K-800-240-1K-800-240-1型汽輪機為雙軸機組，列寧格勒金屬工廠僅生產(chǎn)了型汽輪機為雙軸機組，列寧格勒金屬工廠僅生產(chǎn)了一臺。一臺。 K-800-240-2K

52、-800-240-2型汽輪機是單軸五缸機組，型汽輪機是單軸五缸機組，19701970年試制成功，年試制成功，19711971年投入運行。該型汽輪機運行中曾出現(xiàn)由汽流激振引起的低頻振動，年投入運行。該型汽輪機運行中曾出現(xiàn)由汽流激振引起的低頻振動，采取措施后有所改善，但未能完全解決。采取措施后有所改善，但未能完全解決。 19741974年生產(chǎn)的改型后的年生產(chǎn)的改型后的K-800-240-3K-800-240-3型汽輪機仍然存在汽流激振問型汽輪機仍然存在汽流激振問題，列寧格勒金屬工廠（題，列寧格勒金屬工廠（LMZLMZ）、莫斯科動力學(xué)院（）、莫斯科動力學(xué)院（MEIMEI）以及中央）以及中央鍋爐汽輪機

53、研究院（鍋爐汽輪機研究院（CKTICKTI）對此進行了深入研究，認為消除低頻振）對此進行了深入研究，認為消除低頻振動是可能的。應(yīng)采取的主要措施為：動是可能的。應(yīng)采取的主要措施為：對現(xiàn)有軸承建立最佳工作條件；對現(xiàn)有軸承建立最佳工作條件；采用可傾瓦軸承；采用可傾瓦軸承；重新分配汽輪機通流部分徑向和軸向間隙，以減小蒸汽的汽動力；重新分配汽輪機通流部分徑向和軸向間隙，以減小蒸汽的汽動力；安裝特殊結(jié)構(gòu)的汽封（隔板汽封和葉頂汽封都比舊式汽封采用了安裝特殊結(jié)構(gòu)的汽封（隔板汽封和葉頂汽封都比舊式汽封采用了更多的梳齒；在某些級的葉頂汽封處采用了槽齒交錯結(jié)構(gòu)，這種結(jié)更多的梳齒；在某些級的葉頂汽封處采用了槽齒交錯結(jié)

54、構(gòu)，這種結(jié)構(gòu)可以減小徑向間隙和通過該間隙的漏汽；同時也可避免動靜部件構(gòu)可以減小徑向間隙和通過該間隙的漏汽；同時也可避免動靜部件之間的摩擦）。之間的摩擦）。 TPRI K-800-240-5K-800-240-5型汽輪機改進內(nèi)容為：型汽輪機改進內(nèi)容為：改進高壓缸和中壓缸調(diào)節(jié)級圍帶上的汽封結(jié)構(gòu)，以提高經(jīng)濟性，改進高壓缸和中壓缸調(diào)節(jié)級圍帶上的汽封結(jié)構(gòu)，以提高經(jīng)濟性，由于徑向間隙增大，可消除高壓轉(zhuǎn)子的低頻振動和汽封的磨損；同由于徑向間隙增大，可消除高壓轉(zhuǎn)子的低頻振動和汽封的磨損；同時各級工作葉片圍帶上的汽封結(jié)構(gòu)也做了改進。時各級工作葉片圍帶上的汽封結(jié)構(gòu)也做了改進。因為在因為在K-800-240-3K-

55、800-240-3型汽輪機運行中曾發(fā)現(xiàn)，中間再熱蒸汽管道引型汽輪機運行中曾發(fā)現(xiàn)，中間再熱蒸汽管道引起很大的力和力矩作用到中壓缸上，造成機組偏心、振動等后果，起很大的力和力矩作用到中壓缸上，造成機組偏心、振動等后果，所以所以K-800-240-5K-800-240-5型汽輪機中壓缸進汽閥與基礎(chǔ)之間采用固定聯(lián)接，型汽輪機中壓缸進汽閥與基礎(chǔ)之間采用固定聯(lián)接，使從連通管作用到中壓缸上的應(yīng)力減至最小。使從連通管作用到中壓缸上的應(yīng)力減至最小。 TPRI5 國內(nèi)國內(nèi)已投運的進口超臨界機組中至少有已投運的進口超臨界機組中至少有3臺機組的高壓轉(zhuǎn)子發(fā)生了蒸臺機組的高壓轉(zhuǎn)子發(fā)生了蒸汽激振引起的低頻振動。汽激振引起的

56、低頻振動。作為我國火力發(fā)電主力的國產(chǎn)作為我國火力發(fā)電主力的國產(chǎn)300MW300MW等級機組近年來有一些也存等級機組近年來有一些也存在在上述上述現(xiàn)象。據(jù)不完全統(tǒng)計，已有現(xiàn)象。據(jù)不完全統(tǒng)計，已有2020多臺多臺300MW300MW等級機組的高壓等級機組的高壓（高中壓）轉(zhuǎn)子在帶較大負荷運行中發(fā)生過由蒸汽激振引起的突（高中壓）轉(zhuǎn)子在帶較大負荷運行中發(fā)生過由蒸汽激振引起的突發(fā)性不穩(wěn)定低頻振動。其中既有哈汽、上汽的引進型發(fā)性不穩(wěn)定低頻振動。其中既有哈汽、上汽的引進型300MW300MW機組機組（汽輪機為反動式），也有東汽（汽輪機為反動式），也有東汽300MW300MW等級機組（汽輪機為沖動等級機組（汽輪機

57、為沖動式），而且出現(xiàn)的大多為東汽機組。式），而且出現(xiàn)的大多為東汽機組。對這些出現(xiàn)低頻振動問題的機組現(xiàn)場采取了增加軸承標高、更對這些出現(xiàn)低頻振動問題的機組現(xiàn)場采取了增加軸承標高、更換軸承、調(diào)整密封間隙、調(diào)整換軸承、調(diào)整密封間隙、調(diào)整高壓調(diào)節(jié)閥門開啟順序和開度等一高壓調(diào)節(jié)閥門開啟順序和開度等一種或幾種措施組合，有的取得較好的結(jié)果，低頻振動消失或明顯種或幾種措施組合，有的取得較好的結(jié)果，低頻振動消失或明顯降低，但有的效果不佳。降低，但有的效果不佳。TPRI6 國內(nèi)案例分析國內(nèi)案例分析6.1 國內(nèi)某電廠俄制國內(nèi)某電廠俄制320MW超臨界汽機高壓轉(zhuǎn)子超臨界汽機高壓轉(zhuǎn)子振動特點振動特點 該廠該廠1 1號機

58、型號為號機型號為K-320-23.5-4K-320-23.5-4型超臨界壓力汽輪機。該機組在調(diào)試型超臨界壓力汽輪機。該機組在調(diào)試階段及投運初期就存在汽流激振問題，有關(guān)單位對高壓調(diào)門開啟順序及階段及投運初期就存在汽流激振問題，有關(guān)單位對高壓調(diào)門開啟順序及開度進行了調(diào)整（如圖開度進行了調(diào)整（如圖1 1），大負荷工況下高中壓轉(zhuǎn)子低頻振動得到了），大負荷工況下高中壓轉(zhuǎn)子低頻振動得到了較好的抑制，但未能徹底消除。較好的抑制，但未能徹底消除。 TPRI 當負荷增加到當負荷增加到120MW120MW左右時，高中壓轉(zhuǎn)子左右時，高中壓轉(zhuǎn)子1 1、2 2、3 3號軸承號軸承X X和和Y Y方向相對軸方向相對軸振出

59、現(xiàn)低頻振動，振出現(xiàn)低頻振動，220MW220MW250MW250MW負荷區(qū)間低頻振動幅值最大，圖負荷區(qū)間低頻振動幅值最大，圖2 2為為1X1X、1Y1Y波形頻譜圖，圖波形頻譜圖，圖3 3為為1X1X、2X2X測點低頻振動與負荷趨勢圖。測點低頻振動與負荷趨勢圖。 圖圖2 1X2 1X、1Y1Y波形與頻譜圖波形與頻譜圖 TPRI 圖圖3 3 1X1X、2X2X測點低頻振動與負荷趨勢圖測點低頻振動與負荷趨勢圖TPRI6.2 某俄制某俄制800MW超臨界汽機高壓轉(zhuǎn)子超臨界汽機高壓轉(zhuǎn)子振動特點振動特點 該汽輪機型號為該汽輪機型號為K-800-240-5K-800-240-5，系超臨界、中間再熱、五缸六排

60、汽、，系超臨界、中間再熱、五缸六排汽、單軸、凝汽式單軸、凝汽式800MW800MW汽輪機。支撐高壓轉(zhuǎn)子的兩個支承軸承為汽輪機。支撐高壓轉(zhuǎn)子的兩個支承軸承為6 6瓦塊可傾瓦塊可傾瓦軸承。汽輪機高壓缸進汽由瓦軸承。汽輪機高壓缸進汽由4 4個高壓調(diào)節(jié)汽閥控制，正常運行時個高壓調(diào)節(jié)汽閥控制，正常運行時1 1、2 2號閥下部進汽同時開啟，號閥下部進汽同時開啟，3 3、4 4號閥上部進汽順序開啟。該機組在新機試號閥上部進汽順序開啟。該機組在新機試運期間，在運期間，在700MW700MW左右時，左右時，1 1號軸承多次發(fā)生振動突增現(xiàn)象，振動突增的號軸承多次發(fā)生振動突增現(xiàn)象，振動突增的主要為半頻分量主要為半頻