超临界机组振动问题分析及对策课件

TPRI超临界压力汽轮机超临界压力汽轮机蒸汽激振问题分析及对策蒸汽激振问题分析及对策一、问题的提出一、问题的提出一、问题的提出一、问题的提出1 1 1 1 客观上大型汽轮机高压转子存在蒸汽激振的可能性客观上大型汽轮机高压转子存在蒸汽激振的可能性客观上大型汽轮机高压转子存在蒸汽激振的可能性客观上大型汽轮机高压转子存在蒸汽激振的可能性蒸汽参数（温度、压力、密度、流速）的不断提高；蒸汽参数（温度、压力、密度、流速）的不断提高；蒸汽参数（温度、压力、密度、流速）的不断提高；蒸汽参数（温度、压力、密度、流速）的不断提高；密封间隙的减小；密封间隙的减小；密封间隙的减小；密封间隙的减小；轴系柔性增加、临界转速降低及工作转速轴系柔性增加、临界转速降低及工作转速轴系柔性增加、临界转速降低及工作转速轴系柔性增加、临界转速降低及工作转速/临界转速比率增加。临界转速比率增加。临界转速比率增加。临界转速比率增加。前前前前两两两两因因因因素素素素均均均均引引引引起起起起蒸蒸蒸蒸汽汽汽汽激激激激振振振振力力力力的的的的增增增增大大大大，且且且且该该该该不不不不稳稳稳稳定定定定力力力力对对对对转转转转子子子子动动动动静静静静间间间间隙隙隙隙、密密密密封封封封结结结结构构构构以以以以及及及及转转转转子子子子对对对对汽汽汽汽缸缸缸缸对对对对中中中中度度度度的的的的灵灵灵灵敏敏敏敏度度度度提提提提高高高高，后后后后一一一一因因因因素素素素使使使使转转转转子子子子-轴轴轴轴承承承承系系系系统统统统振振振振动动动动稳稳稳稳定定定定性性性性下下下下降降降降。因因因因而而而而机机机机组组组组轴轴轴轴系系系系存存存存在蒸汽激振不稳定自激振动的可能。在蒸汽激振不稳定自激振动的可能。在蒸汽激振不稳定自激振动的可能。在蒸汽激振不稳定自激振动的可能。超临界压力汽轮机蒸汽激振问题分析及对策一、问题的提出TPRI2 2 2 2 国内外运行的超临界机组国内外运行的超临界机组国内外运行的超临界机组国内外运行的超临界机组(包括一些亚临界机组）包括一些亚临界机组）包括一些亚临界机组）包括一些亚临界机组）高压转子已有发生蒸汽激振故障的实例高压转子已有发生蒸汽激振故障的实例高压转子已有发生蒸汽激振故障的实例高压转子已有发生蒸汽激振故障的实例3 3 3 3 蒸汽激振的危害蒸汽激振的危害蒸汽激振的危害蒸汽激振的危害过大的振动引起机组跳机；过大的振动引起机组跳机；过大的振动引起机组跳机；过大的振动引起机组跳机；限制了机组的负荷；限制了机组的负荷；限制了机组的负荷；限制了机组的负荷；低频振动对轴系机械的破坏性更大；低频振动对轴系机械的破坏性更大；低频振动对轴系机械的破坏性更大；低频振动对轴系机械的破坏性更大；处理麻烦，费时费力，且有时收不到较理想的效果。处理麻烦，费时费力，且有时收不到较理想的效果。处理麻烦，费时费力，且有时收不到较理想的效果。处理麻烦，费时费力，且有时收不到较理想的效果。2 国内外运行的超临界机组(包括一些亚临界机组）高压转子已有TPRI二、汽轮机蒸汽（间隙）激振的机理与特征二、汽轮机蒸汽（间隙）激振的机理与特征1 轴系振动稳定性概述轴系振动稳定性概述1.1 定义定义 轴系振动稳定性属于自激振动的范畴。自激振动是指振动轴系振动稳定性属于自激振动的范畴。自激振动是指振动体自身所激励的振动，其与转子质量不平衡等无直接关系，而体自身所激励的振动，其与转子质量不平衡等无直接关系，而是由于机械振动系统内部的力激发起来的。维持自激振动的能是由于机械振动系统内部的力激发起来的。维持自激振动的能量来源于系统在本身运动中获取的能量。系统一旦失稳，振幅量来源于系统在本身运动中获取的能量。系统一旦失稳，振幅将随时间迅速发散（线性系统）或呈极限环轨迹（非线性系统）将随时间迅速发散（线性系统）或呈极限环轨迹（非线性系统）。二、汽轮机蒸汽（间隙）激振的机理与特征TPRI1.2 汽轮发电机组的常出现的自激振动汽轮发电机组的常出现的自激振动1.2.1 油膜涡动和油膜振荡油膜涡动和油膜振荡 汽汽轮轮发发电电机机组组自自激激振振动动大大多多由由支支持持轴轴承承的的油油膜膜失失稳稳造造成成的的。油油膜膜涡涡动动是是油油膜膜力力激激发发的的振振动动，此此时时正正常常运运行行条条件件的的改改变变（如如倾倾角角和和偏偏心心率率）引引起起油油楔楔“推推动动”转转轴轴在在轴轴承承中中运运动动，因因而而在在旋旋转转方方向向产产生生的的不不稳稳定定力力使使转转子子发发生生涡涡动动（或或正正向向进进动动）。如如果果系系统统内内存存在在足足够够大大的的阻阻尼尼，则则转转轴轴回回到到其其正正常常位位置置，变变得得稳稳定定；否否则则，转转子子将将继继续续涡涡动动，出出现现较较大大的的不不稳稳定定振振动动。因因其其出出现现时时的的振振动动频频率率为为同同步步振振动动频频率率的的40404848，接接近近转转速速频频率率的一半，也常称为油膜半速涡动。的一半，也常称为油膜半速涡动。当当机机器器出出现现油油膜膜涡涡动动不不稳稳定定，而而且且油油膜膜涡涡动动频频率率等等于于系系统统的某一阶固有频率时就会发生油膜振荡。的某一阶固有频率时就会发生油膜振荡。1.2 汽轮发电机组的常出现的自激振动TPRI 通常油膜涡动产生原因如下：通常油膜涡动产生原因如下：其过大的轴承磨损或间隙；其过大的轴承磨损或间隙；不合适的轴承设计；不合适的轴承设计；润滑油参数的改变；润滑油参数的改变；轴承承载的变化等。轴承承载的变化等。油膜涡动和油膜振荡的振动特征：油膜涡动和油膜振荡的振动特征：振动具有突发性，且与运行转速有关；振动具有突发性，且与运行转速有关；振动的消失具有一定的滞后性；振动的消失具有一定的滞后性；通常先发生油膜涡动，后发生油膜振荡；通常先发生油膜涡动，后发生油膜振荡；油膜涡动振动频率接近转速频率的一半，油膜振荡频率等于转子油膜涡动振动频率接近转速频率的一半，油膜振荡频率等于转子系统的一阶固有频率；系统的一阶固有频率；通通常常一一旦旦发发生生油油膜膜振振荡荡，无无论论转转速速继继续续升升至至多多少少，涡涡动动频频率率将将总总保持为转子一阶临界转速频率。保持为转子一阶临界转速频率。通常油膜涡动产生原因如下：TPRI 消除和减小油膜涡动和油膜振荡的措施：消除和减小油膜涡动和油膜振荡的措施：改变轴承型式；改变轴承型式；增大轴承比压；增大轴承比压；降低润滑油的黏度；降低润滑油的黏度；减小轴承顶隙等。减小轴承顶隙等。1.2.2 蒸汽激振蒸汽激振 19581958年德国年德国ThomasThomas在研究蒸汽轮机时首先提出。在研究蒸汽轮机时首先提出。19651965年美国年美国AlfordAlford在研究航空发动机稳定性时也指出该问题。在研究航空发动机稳定性时也指出该问题。超临界机组振动问题分析及对策课件TPRI2 蒸汽激振机理蒸汽激振机理2.1 叶顶间隙激振力叶顶间隙激振力 叶轮偏心时，蒸汽在不同叶轮偏心时，蒸汽在不同间隙位置处的泄露量不同，使间隙位置处的泄露量不同，使作用在各个叶轮的圆周切向力作用在各个叶轮的圆周切向力不同产生一作用于叶轮中心的不同产生一作用于叶轮中心的横向力（合力）。该横向力垂横向力（合力）。该横向力垂直于叶轮中心偏移方向，将给直于叶轮中心偏移方向，将给转子运动输入能量，而形成涡转子运动输入能量，而形成涡动动。在一个振动周期内，当系在一个振动周期内，当系统阻尼消耗的能量损失小于横统阻尼消耗的能量损失小于横向力所做的功，这种振动就会向力所做的功，这种振动就会被激发产生自激振动。被激发产生自激振动。2 蒸汽激振机理TPRI 叶顶间隙激振力通常称为叶顶间隙激振力通常称为Alford力，其大小与间隙激振因子力，其大小与间隙激振因子和偏心率成正比。和偏心率成正比。叶顶间隙激振因子大小与叶轮的级功率成正比，与动叶的平叶顶间隙激振因子大小与叶轮的级功率成正比，与动叶的平均节径、高度和工作转速成反比。其数学表达式如下：均节径、高度和工作转速成反比。其数学表达式如下：对于带有围带汽封的动叶，对于带有围带汽封的动叶，该间隙激振因子因该间隙激振因子因围带汽封蒸汽围带汽封蒸汽的不均匀流动产生附加力而有所放大，尤其是反动度较小的冲动的不均匀流动产生附加力而有所放大，尤其是反动度较小的冲动的不均匀流动产生附加力而有所放大，尤其是反动度较小的冲动的不均匀流动产生附加力而有所放大，尤其是反动度较小的冲动式汽轮机，式汽轮机，式汽轮机，式汽轮机，间隙激振因子较反动式汽轮机大间隙激振因子较反动式汽轮机大2-42-4倍倍。为蒸汽泄露损失系数，其正比与级的等熵焓降的变化，一般为蒸汽泄露损失系数，其正比与级的等熵焓降的变化，一般为蒸汽泄露损失系数，其正比与级的等熵焓降的变化，一般为蒸汽泄露损失系数，其正比与级的等熵焓降的变化，一般要通过实物机组试验来获得。要通过实物机组试验来获得。要通过实物机组试验来获得。要通过实物机组试验来获得。叶顶间隙激振力通常称为Alford力，其大小TPRI2.2密封流体力密封流体力 由由于于转转子子的的动动态态偏偏心心，引引起起密密封封封封腔腔室室中中蒸蒸汽汽压压力力分分布布的的不不均均匀匀，其其结结果果产产生生一一垂垂直直于于转转子子偏偏移移方方向向的的合合力力。与与前前者者一一样样，该该横横向向力力使使转转子子运运动动趋趋于于不不稳稳定定。在在密密封封中中蒸蒸汽汽产产生生的的动动力力特特性性数数学学描描述述较较为为复复杂杂，根根据据国国内内外外研研究究一一般般认认为为密密封封的的该该横横向向力力是是由由以下几种效应引起的：以下几种效应引起的：Lomarkin效应效应气体弹性气体弹性(Alford)效应；效应；轴承气体摩擦和气体惯性效应；轴承气体摩擦和气体惯性效应；螺旋流效应；螺旋流效应；二次流效应；二次流效应；三维流效应等。三维流效应等。2.2密封流体力TPRI 研究表明，在不同的部位产生的蒸汽激振力的机理不同。在高、研究表明，在不同的部位产生的蒸汽激振力的机理不同。在高、中压转子的密封间隙处（主要指围带密封处，该处汽流的流速较中压转子的密封间隙处（主要指围带密封处，该处汽流的流速较高）主要由螺旋流效应引起的，密封力形成源于高速旋转的转子高）主要由螺旋流效应引起的，密封力形成源于高速旋转的转子对密封中蒸汽介质的吸卷作用。当转子在密封中的偏心运动为相对密封中蒸汽介质的吸卷作用。当转子在密封中的偏心运动为相对于几何中心的小偏心运动时，其动态力可简化用类似于描述轴对于几何中心的小偏心运动时，其动态力可简化用类似于描述轴承动力特性的承动力特性的4个弹性系数和个弹性系数和4个阻尼系数表示：个阻尼系数表示：该密封动态力的大小与密封进出口汽流参数、密封的结构参数、该密封动态力的大小与密封进出口汽流参数、密封的结构参数、密封的间隙及转子在密封中的偏心运动有关。密封的间隙及转子在密封中的偏心运动有关。研究表明，在不同的部位产生的蒸汽激振力的机理不TPRI 在转子端部轴封处和隔板密封处的间隙激振力主要是由在转子端部轴封处和隔板密封处的间隙激振力主要是由于气体弹性效应和二次流效应引起的。当转子存在偏心和倾于气体弹性效应和二次流效应引起的。当转子存在偏心和倾角时，在汽机端部将产生气体弹性效应和二次流效应，其中角时，在汽机端部将产生气体弹性效应和二次流效应，其中气体弹性效应只有在汽封齿进口间隙大于汽封齿出口间隙气体弹性效应只有在汽封齿进口间隙大于汽封齿出口间隙（收敛型）时，才会导致（收敛型）时，才会导致“负阻尼负阻尼”作功，转子趋于失稳；作功，转子趋于失稳；但当汽封齿进口间隙小于汽封齿出口间隙（发散型）时，可但当汽封齿进口间隙小于汽封齿出口间隙（发散型）时，可产生一正阻尼力，其有助于提高转子的稳定性。产生一正阻尼力，其有助于提高转子的稳定性。在转子端部轴封处和隔板密封处的间隙激振力主要TPRI2.3 作用在转子上的静态蒸汽力作用在转子上的静态蒸汽力 由于高压缸进汽方式的影响，高压蒸汽产生一作用于转子的由于高压缸进汽方式的影响，高压蒸汽产生一作用于转子的蒸汽力，其一方面其可影响轴颈在轴承中的位置，改变了轴承的蒸汽力，其一方面其可影响轴颈在轴承中的位置，改变了轴承的动力特性（因轴承载荷变化）而造成转子运动失稳，另一方面使动力特性（因轴承载荷变化）而造成转子运动失稳，另一方面使转子在汽缸中的径向位置发生变化，引起通流部分间隙的变化。转子在汽缸中的径向位置发生变化，引起通流部分间隙的变化。在喷嘴调节汽轮机中该蒸汽力是由于部分进汽引起的，通常考虑在喷嘴调节汽轮机中该蒸汽力是由于部分进汽引起的，通常考虑到汽缸温差方面的因素，喷嘴调节模式运行时首先开启控制下半到汽缸温差方面的因素，喷嘴调节模式运行时首先开启控制下半180180范围内的喷嘴的调节汽阀，一般是下缸先进汽。调节级喷嘴范围内的喷嘴的调节汽阀，一般是下缸先进汽。调节级喷嘴进汽的非对称性，引起不对称的蒸汽力作用在转子上，在某个工进汽的非对称性，引起不对称的蒸汽力作用在转子上，在某个工况其合力可能是一个向上抬起转子的力况其合力可能是一个向上抬起转子的力,从而减少了轴承比压，导从而减少了轴承比压，导致轴瓦稳定性降低。此力的大小和方向与机组运行中各调门的开致轴瓦稳定性降低。此力的大小和方向与机组运行中各调门的开启顺序、开度和各调门喷嘴数量有关。启顺序、开度和各调门喷嘴数量有关。2.3 作用在转子上的静态蒸汽力TPRI3 蒸汽激振蒸汽激振的振动特征的振动特征振动产生于高参数、大容量机组的高压转子或高中压转子；振动产生于高参数、大容量机组的高压转子或高中压转子；振动敏感于负荷振动敏感于负荷，且一般发生在较高负荷工况；且一般发生在较高负荷工况；振动与某一门槛负荷关系密切、重复性较好；振动与某一门槛负荷关系密切、重复性较好；振动有时与调门的开启顺序和调门开度有关，通过调换或关闭有振动有时与调门的开启顺序和调门开度有关，通过调换或关闭有关阀门能够避免低频振动的发生或减小低频振动的幅度；关阀门能够避免低频振动的发生或减小低频振动的幅度；蒸汽激振产生的自激振动为转子的正向进动；蒸汽激振产生的自激振动为转子的正向进动；振动频率为低频，与工作转速无关，通常以接近工作转速一半的振动频率为低频，与工作转速无关，通常以接近工作转速一半的频率分量为主，严重时有时振动频率与转子一阶临界转速频率，频率分量为主，严重时有时振动频率与转子一阶临界转速频率，该振动也会呈现其它一些谐波频率分量。该振动也会呈现其它一些谐波频率分量。3 蒸汽激振的振动特征TPRI三、蒸汽激振对轴系稳定性的影响三、蒸汽激振对轴系稳定性的影响1 超超临临界界机机组组轴轴系系振振动动稳稳定定性性理理论论分分析析中中应应按按转转子子-轴承轴承-蒸汽系统模型进行计算蒸汽系统模型进行计算 实际的汽轮机转子是由若干级叶轮组成，除其两端受到实际的汽轮机转子是由若干级叶轮组成，除其两端受到支撑轴承的油膜力作用外，在相应的叶顶和轴封处还受到蒸支撑轴承的油膜力作用外，在相应的叶顶和轴封处还受到蒸汽激振力的作用，故要建立其精确的数学模型较为困难。通汽激振力的作用，故要建立其精确的数学模型较为困难。通常是将转子轴承常是将转子轴承-蒸汽系统进行模化处理，将其离散为蒸汽系统进行模化处理，将其离散为N N个个集中质量园盘的节点集中质量园盘的节点,其间用其间用N-1N-1个无质量的弹性轴段相连。个无质量的弹性轴段相连。有关的轴承油膜力、叶顶间隙激振力和密封间隙激振力的影有关的轴承油膜力、叶顶间隙激振力和密封间隙激振力的影响施加到与轴系相关的若干个节点上。响施加到与轴系相关的若干个节点上。三、蒸汽激振对轴系稳定性的影响TPRI 对对于于由由园园盘盘和和弹弹性性轴轴段段组组成成的的第第个个单单元元,它它们们左左、右右两两端的力和位移状态矢量关系可用传递矩阵端的力和位移状态矢量关系可用传递矩阵TT来表示来表示,即即:ZZi iR R=T=Ti iZZi iL L 根据相邻单元间状态矢量的相互关系根据相邻单元间状态矢量的相互关系,最后一个单元和最后一个单元和第一个单元的状态矢量关系可用总传递矩阵第一个单元的状态矢量关系可用总传递矩阵UU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 每一个单元的传递矩阵可以表示成系统特征根每一个单元的传递矩阵可以表示成系统特征根P P的二次的二次多项式形式多项式形式,即即:TTi i=I+T=I+Ti i(1)(1)P+TP+Ti i(2)(2)P P2 2 根据转子轴承系统的边界条件根据转子轴承系统的边界条件,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:DetD=0DetD=0 对于由园盘和弹性轴段组成的第个单元,它们左、右两端的TPRI 上式展开并整理后得到如下多项式方程上式展开并整理后得到如下多项式方程:C C0 0+C+C1 1P+CP+C2 2P P2 2+C+CN-1N-1P PN-1N-1+P+PN N=0 =0 通通过过数数值值叠叠代代法法可可以以求求出出该该代代数数方方程程的的特特征征根根。系系统统的的特特征征根根一一般般为为共共轭轭复复数数形形式式,即即P=iP=i。其其中中实实部部为为阻阻尼尼系系数数,虚虚部部为为系系统统的的涡涡动动频频率率,而而其其对对数数衰衰减减率率数数学学表表达达式式为为=-2/,=-2/,如如果果大大于于零零则则系系统统稳稳定定,反反之之则则系系统统失失稳。稳。根根据据上上述述传传递递矩矩阵阵-多多项项式式方方程程原原理理编编制制了了转转子子-轴轴承承-蒸蒸汽汽系系统统的的振振动动稳稳定定性性计计算算程程序序。通通过过计计算算转转子子轴轴承承系系统统的的各各阶阶阻阻尼尼固固有有频频率率，可可求求出出其其对对应应的的对对数数衰衰减减率率，进进而而确确定定定定系系统统运运动动的的稳稳定定性性，并并进进行行轴轴系系优优化化设设计计。该该程程序序可可以以考考虑虑轴轴承承油油膜膜特特性性、叶叶顶顶间间隙隙激激励励、迷迷宫宫密密封封流流体体激激励励、轴轴段段的的剪剪切切变变形形、园园盘盘转转动动惯惯量量和和陀陀螺螺效效应应以以及及温温度度对对材材料料弹弹性性模模量的影响等因素量的影响等因素。TPRI3 算例分析算例分析3.1 3.1 某压缩机转子算例某压缩机转子算例 该该压压缩缩机机转转子子结结构构如如下下图图所所示示。其其由由两两个个完完全全相相同同的的圆圆柱柱型型轴轴承承支支承承，轴轴承承内内径径50mm,50mm,宽宽度度30mm30mm，用用22#22#透透平平油油，轴轴承承润润滑滑油油压压力力和和温温度度分分别别为为大大气气压压和和室室温温。园园盘盘直直径径150mm150mm，宽宽度度100mm100mm。转转轴轴和和园园盘盘材材料料为为45#45#钢钢，材材料料密密度度为为7.8107.8103 3Kg/mKg/m3 3，弹弹性性模模量量为为2.18102.18101111N/mN/m，工作转速，工作转速3000r/min3000r/min。压缩机转子结构示意图3 算例分析TPRI 据据有有关关轴轴承承手手册册查查得得3000r/min3000r/min转转速速下下支支承承轴轴承承的的油油膜膜刚刚度度系系数数和阻尼系数如下和阻尼系数如下:K Kxxxx=3.060710=3.0607106 6N/mN/m，K Kxyxy=-9.220410=-9.2204105 5N/mN/mK Kyxyx=3.955410=3.9554105 5N/mN/m，K Kyyyy=5.174810=5.1748106 6N/mN/mC Cxxxx=1.243810=1.2438104 4N.s/mN.s/m，C Cxyxy=8.849610=8.8496103 3N.s/mN.s/mC Cyxyx=6.380410=6.3804103 3N.s/mN.s/m，C Cyyyy=2.036610=2.0366104 4N.s/mN.s/m 将将转转子子系系统统化化分分为为1010个个单单元元点点(9(9个个轴轴段段)，两两个个轴轴承承分分别别位位于于第第2 2和和第第9 9个个单单元元，计计算算中中考考虑虑园园盘盘的的转转动动惯惯量量和和陀陀螺螺力力矩矩及及转转轴轴剪剪切切变变形形等等的的影影响响。计计算算出出的的前前两两阶阶阻阻尼尼固固有有频频率率及及其其相相应应的的对对数数衰衰减减率分别为率分别为482.05 1/s482.05 1/s、1.86181.8618和和672.93 1/s672.93 1/s、0.93190.9319。当当在在叶叶轮轮上上作作用用有有叶叶顶顶间间隙隙激激振振力力，则则前前两两阶阶阻阻尼尼固固有有频频率率对对应应的的对对数数衰衰减减率率与与叶叶顶顶间间隙隙激激振振力力大大小小的的关关系系如如下下图图所所示示。从从中中可可以以看看出出，随随着着叶叶顶顶间间隙隙激激振振因因子子q q的的增增大大，一一阶阶对对数数衰衰减减率率增增加加，而而二二阶阶对对数数衰衰减减率率减减小小，且且变变得得不不稳稳定定。此此外外，当当q q增增大大到到一一定定数数值后，二者的固有频率相互接近，达值后，二者的固有频率相互接近，达600 1/s600 1/s左右。左右。超临界机组振动问题分析及对策课件TPRI前两阶对数衰减率与叶顶间隙激振因子的关系曲线（106）（106）（106N/m）（106）（106）（106N/m）TPRI3.2 3.2 某某300MW300MW机组高中压转子算例机组高中压转子算例 以以某某300MW300MW机机组组的的高高中中压压转转子子为为例例进进行行计计算算。计计算算工工况况为为额额定定负荷，仅考虑高中压转子叶顶间隙激振力的影响。负荷，仅考虑高中压转子叶顶间隙激振力的影响。3.2.1 3.2.1 叶顶间隙激振因子的计算结果叶顶间隙激振因子的计算结果 根根据据高高中中压压转转子子额额定定负负荷荷下下各各级级的的级级功功率率、热热力力参参数数、叶叶片片的的几何尺寸，几何尺寸，计算出各级叶轮的计算出各级叶轮的叶顶间隙激振因子，如下表所示。叶顶间隙激振因子，如下表所示。单位：单位：N/mN/m 级号级号 高压各级高压各级 中压各级中压各级调节级调节级 6545.106545.10 1 977.82 668.72 1 977.82 668.72 2 987.27 668.95987.27 668.95 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 3.2 某300MW机组高中压转子算例TPRI3.2.2 3.2.2 高中压转子稳定性计算结果高中压转子稳定性计算结果 考考虑虑和和不不考考虑虑高高中中压压转转子子各各级级叶叶顶顶间间隙隙激激振振影影响响两两种种情情况况下下高高中中压压转转子子前前两两阶阶阻阻尼尼固固有有频频率率（对对应应于于水水平平和和垂垂直直方方向向）及及其其对对数数衰减率如下表。衰减率如下表。不考虑叶顶间隙激振影响不考虑叶顶间隙激振影响 考虑叶顶间隙激振影响考虑叶顶间隙激振影响阻尼固有频率（阻尼固有频率（1/s1/s）对数衰减率对数衰减率阻尼固有频率（阻尼固有频率（1/s1/s）对数衰减率对数衰减率185.78096185.780960.598528 0.598528 185.80124185.801240.6987700.698770188.35298188.352980.6642720.664272 188.32968 188.32968 0.5654810.565481 从从中中可可以以看看出出考考虑虑叶叶顶顶间间隙隙激激振振影影响响后后高高中中压压转转子子水水平平和和垂垂直直方方向向最最低低阶阶阻阻尼尼固固有有频频率率对对应应的的对对数数衰衰减减率率分分别别有有一一定定的的增增加加和和降降低。低。3.2.2 高中压转子稳定性计算结果TPRI四、国内外超临界压力汽轮机蒸汽激振情况四、国内外超临界压力汽轮机蒸汽激振情况1 美国美国早早期期投投运运的的数数十十台台450MW、600MW、700MW、800MW和和1300MW容容量量等等级级的的机机组组的的高高压压转转子子发发生生过过蒸蒸汽汽激激振振引引起起的的低低频频振动。振动。EPRIEPRI对全美所有的超临界压力汽轮发电机组进行全面调研之后，对全美所有的超临界压力汽轮发电机组进行全面调研之后，得出结论如下：得出结论如下：“蒸汽激振引起的高压转子和喷嘴腔室振动是超蒸汽激振引起的高压转子和喷嘴腔室振动是超临界机组汽轮机存在的两个主要问题临界机组汽轮机存在的两个主要问题”。美国通过多年的不断摸索，采取更换轴瓦、改进设计参数（汽机美国通过多年的不断摸索，采取更换轴瓦、改进设计参数（汽机密封结构、动静间隙等）、在迷宫密封中沿轴向安装止涡装置、密封结构、动静间隙等）、在迷宫密封中沿轴向安装止涡装置、调整调门开启顺序和开度等方法才基本消除超临界压力机组高压调整调门开启顺序和开度等方法才基本消除超临界压力机组高压转子的这种低频振动故障。转子的这种低频振动故障。四、国内外超临界压力汽轮机蒸汽激振情况TPRI2 2 美国案例分析美国案例分析2.1 美美国国The Southern California Edison company 790MW超超临临界界汽汽机机高压转子高压转子振动特点振动特点 该该公公司司共共拥拥有有6 6台台同同型型号号超超临临界界压压力力汽汽轮轮发发电电机机组组(790MW(790MW，24.13MPa,24.13MPa,538/538538/538，双双轴轴)，其其中中一一台台机机组组在在投投运运的的十十几几年年间间，当当有有功功负负荷荷接接近近满满负负荷荷时时，高高压压转转子子突突然然出出现现剧剧烈烈振振动动，并并造造成成高高压压转转子子和和中中压压转转子子之之间间轴轴承承座座内内的的轴轴瓦瓦频频繁繁损损坏坏。为为了了防防止止机机组组产产生生突突发发振振动动，不不得得不不将将负负荷荷限限制制在在600MW600MW以以内内。通通过过技技术术咨咨询询服服务务公公司司以以及及制制造造厂厂，该该公公司司找找到到了了控控制制高高负负荷荷工工况况下下高高压压转转子子剧剧烈烈振振动动的的方方法法，但但是是并并没没有有找找到到根根治治高高压压转转子子剧剧烈烈振振动动以以及及轴轴瓦瓦损损坏坏的的方方法法。进进一一步步的的测测试试、分分析析研研究究表表明明，引引起起突突发发剧剧烈烈振振动动的的原原因因为为低低频频振振动动成成分分，其其频频率率接接近近于于0.5X0.5X，引引起起该该振振动动故故障障的的原原因因可可能能是是轴轴瓦瓦支支撑撑松松动动或或汽汽流流激激振振。再再者者，通通过过现现场场观观察察发发现现，2 2号号轴轴瓦瓦和和3 3号号轴轴瓦瓦在在热热态态工工况况下下的的标标高高相相对对变变化化量量较较大大，且且密密封封腔腔室室中中极极高高的的蒸蒸汽汽压压力力使使高高负负荷荷工工况况下下高高压压转转轴轴在在轴轴瓦瓦间间隙隙内内上上浮量较大。浮量较大。2 美国案例分析TPRI振动处理及效果振动处理及效果 通通过过采采取取不不揭揭高高压压缸缸和和低低压压缸缸，不不吊吊出出转转子子的的方方法法对对高高、中中压压缸缸的的滑滑销销系系统统进进行行了了全全面面检检查查，并并对对2 2瓦瓦和和3 3瓦瓦轴轴承承座座支支撑撑进进行行了了处处理理，同同时时安安装装仪仪表表测测试试各各瓦瓦的的油油膜膜压压力力、转转轴轴在在轴轴瓦瓦间间隙隙内内的的稳稳态态位位置置、轴轴瓦瓦温温度度以以及及轴轴承承座座标标高高变变化化。启启动动后后当当机机组组负负荷荷带带到到满满负负荷荷的的90909595时时，高高压压转转子子的的低低频频振振动动分分量量幅幅值值不不超超过过3535m m，同同时时发发现现顺顺序序阀阀运运行行方方式式下下4 4号号调调门门（最最后后一一个个开开启启的的调调门门）对对轴轴系系稳稳定定性性有有较较大大的的影影响。响。在在一一年年之之后后的的大大修修中中，更更换换第第一一级级叶叶片片，修修复复第第一一级级喷喷嘴嘴，改改进进叶叶顶顶汽汽封封，同同时时减减小小2 2号号、3 3号号轴轴瓦瓦顶顶隙隙，扩扩大大其其侧侧隙隙。检检修修后后的的运运行行表表明明，在在4 4号号调调门门关关闭闭的的情情况况下下，满满负负荷荷工工况况下下高高压压转转子子低低频频振振动动得得到到了了较较大大改改善善。高高压压调调门门的的开开启启方方式式对对转转子子在在轴轴瓦瓦间间隙隙内内的的相相对对稳稳态态平平均均位位置置影影响响较较大大，并并诱诱发发轴轴系系振振动动波波动动，所所以以该该机机组组振振动动故故障障应应为为汽汽流流激激振振。直直到到目目前前电电厂厂仍仍然然没没有有找找到到彻彻底底消消除除高高压压转转子子低低频频振振动动的的措措施施，机组在运行中不能开启全部调门。机组在运行中不能开启全部调门。振动处理及效果TPRI2.2 美国美国The Tennessee Valley AuthorityCumberland No.2 1300MW超临界汽机高压转子超临界汽机高压转子振动特点振动特点 田田纳纳西西州州水水利利管管理理局局Cumberland Cumberland 电电站站2 2号号机机组组(1300MW,(1300MW,24.13MPa,24.13MPa,538/538538/538，双双轴轴)，当当机机组组负负荷荷带带到到900MW900MW时时，由由高高压压缸缸和和两两低低压压缸缸组组成成的的轴轴系系的的高高压压转转子子突突然然产产生生28Hz28Hz低低频频振振动动，若若继继续续带带负负荷荷高高压压转转子子低低频振动会急剧增加，足以引起自动保护跳机。频振动会急剧增加，足以引起自动保护跳机。振动处理及效果振动处理及效果 该电站邀请制造厂（该电站邀请制造厂（ABBABB）、美国电力中央研究所（）、美国电力中央研究所（EPRIEPRI）和克利夫）和克利夫来机械振动研究所对振动故障进行诊断。诊断结果为：来机械振动研究所对振动故障进行诊断。诊断结果为：“高压转子低频高压转子低频振动的出现与机组转速无关，而与机组负荷关系密切，故可排除油膜振振动的出现与机组转速无关，而与机组负荷关系密切，故可排除油膜振荡问题，振动故障应为汽流激振荡问题，振动故障应为汽流激振”。EPRIEPRI根据设计图纸以及由电站和根据设计图纸以及由电站和ABBABB技术人员测量的数据，建立了机组转子技术人员测量的数据，建立了机组转子支承系统的动力学模型。模化支承系统的动力学模型。模化和后处理在个人计算机上进行，计算分析在和后处理在个人计算机上进行，计算分析在SunSun工作站上进行。采用工作站上进行。采用COJOURCOJOUR软件计算各轴承的刚度系数和阻尼系数；采用软件计算各轴承的刚度系数和阻尼系数；采用FEATUREFEATURE软件计算轴软件计算轴系的临界转速、汽轮机转子振动响应和稳定性；通过修正转子系统的刚系的临界转速、汽轮机转子振动响应和稳定性；通过修正转子系统的刚度和阻尼，计入汽流作用在转子上的周向力。分析的主要内容为怎样改度和阻尼，计入汽流作用在转子上的周向力。分析的主要内容为怎样改变汽轮机部件的几何形状可以消除汽流激振。分析结果表明：若在迷宫变汽轮机部件的几何形状可以消除汽流激振。分析结果表明：若在迷宫密封中沿轴向安装止涡装置（其可以减小汽流在密封中的切向流动速度）密封中沿轴向安装止涡装置（其可以减小汽流在密封中的切向流动速度），机组可以安全带到满负荷。，机组可以安全带到满负荷。2.2 美国The Tennessee Valley AutTPRI2.3 美国美国The Detroit Edison Company 800MW超临界汽机高压转子超临界汽机高压转子振动特点振动特点 该该公公司司共共拥拥有有4 4台台800MW 800MW(24.82MPa,(24.82MPa,538/538)538/538)超超临临界界压压力力汽汽轮轮发发电电机机组组，其其中中一一台台机机组组当当有有功功负负荷荷带带到到700MW700MW时时，高高压压转转子子出出现现突突发发剧剧烈烈低低频频振振动动，该该振振动动分分量量的的频频率率为为34Hz34Hz（高高压压转转子子一一阶阶临临界界转转速速对对应应的的频频率率）。该该低低频频振振动动随随高高压压缸缸进进汽汽量量的的增增大大急急剧剧发发散散，在在达达到到满满负负荷荷功功率率之之前前高高压压转转轴轴振振动动就就超超过过保保护护值值，引引起起机机组组保保护护动动作作跳跳机机。由由突突发发振振动动分分量量频频率率特特性性及及与与机机组组负负荷荷的的密密切切相相关关性性可可以以判判断断出出该该机机组组高高压压转转子子存存在汽流激振故障。在汽流激振故障。振动处理及效果振动处理及效果 该公司研究分析认为引起轴系失稳的汽流激振力产生于高压缸蒸汽泄该公司研究分析认为引起轴系失稳的汽流激振力产生于高压缸蒸汽泄露处，是流体动力与机械结构相互作用而产生的，并与设计参数（汽轮露处，是流体动力与机械结构相互作用而产生的，并与设计参数（汽轮机密封结构、动静间隙等）以及蒸汽参数（蒸汽流量、温度、流速）有机密封结构、动静间隙等）以及蒸汽参数（蒸汽流量、温度、流速）有关。关。通过进行振动与机组负荷以及调门开启顺序、开度之间影响关系通过进行振动与机组负荷以及调门开启顺序、开度之间影响关系的试验研究，找出了控制和消除高压转子汽流激振的方法。的试验研究，找出了控制和消除高压转子汽流激振的方法。2.3 美国The Detroit Edison CompaTPRI3 前苏联前苏联相相当当数数量量的的300MW、500MW、800MW容容量量等等级级的的机机组组的的高高压转子发生过蒸汽激振引起的低频振动。压转子发生过蒸汽激振引起的低频振动。前苏联对超临界压力汽轮机低频振动研究结论为：虽然超临前苏联对超临界压力汽轮机低频振动研究结论为：虽然超临界压力汽轮机存在蒸汽激振力，但是否会出现低频振动还决定界压力汽轮机存在蒸汽激振力，但是否会出现低频振动还决定于各支承轴承油膜阻尼大小以及油膜是否有附加的激振作用。于各支承轴承油膜阻尼大小以及油膜是否有附加的激振作用。机组带负荷工况下的低频振动主要由通流部分固有的汽动力机组带负荷工况下的低频振动主要由通流部分固有的汽动力所引起，采用新型叶顶汽封结构、调整高压配汽结构等是解决所引起，采用新型叶顶汽封结构、调整高压配汽结构等是解决汽轮机低频振动的有效措施。汽轮机低频振动的有效措施。3 前苏联TPRI4 4 前苏联超临界汽机改进设计分析前苏联超临界汽机改进设计分析4.1 K-300-240 列列宁宁格格勒勒金金属属工工厂厂生生产产的的该该型型汽汽轮轮机机早早期期可可用用率率很很低低，19641964年年至至19651965年年统统计计均均在在4040以以下下。其其中中一一个个主主要要问问题题为为轴轴系系的的低低频频振振动动汽汽流流激激振振，据据19691969年年统统计计，4040的的停停机机时时间间用用来来消消除除因因汽汽流流激激振振引引起起的的轴轴系系低低频频振振动动问问题题。通通过过对对该该型型机机组组围围带带汽汽封封的的改改造造，提提高高了了汽汽封封在在长长期期运运行行中中的的可可靠靠性性；最最大大限限度度地地减减少少了了漏漏汽汽；消消除除了了中中压压缸缸各各级级围围带带汽汽封封碰碰摩摩现现象象；使使汽汽轮轮机机经经济济性性提提高高了了1 12 2；改改造造后后的的该该型型汽汽轮机轴系在带大负荷工况下也没有出现低频振动问题。轮机轴系在带大负荷工况下也没有出现低频振动问题。4 前苏联超临界汽机改进设计分析TPRI4.2 K-500-240 哈哈尔尔科科夫夫汽汽轮轮发发电电机机厂厂生生产产的的K-500-240-1K-500-240-1型型汽汽轮轮机机投投运运后后，出出现现不不少少问问题题，可可用用率率很很低低。其其中中一一个个主主要要问问题题为为汽汽流流激激振振，当当机机组组负负荷荷带带到到180MW180MW以上时，轴系以上时，轴系1 1、2 2、3 3号轴承出现低频振动。号轴承出现低频振动。改进措施为：改进措施为：高高压压转转子子增增加加一一个个辅辅助助支支撑撑轴轴承承（原原先先高高、中中压压转转子子为为3 3支支撑撑结结构构），以增强其支撑刚度，解决轴系低频振动稳定性问题；以增强其支撑刚度，解决轴系低频振动稳定性问题；采用锻件焊接式低压转子，提高轴系的刚性和运行稳定性；采用锻件焊接式低压转子，提高轴系的刚性和运行稳定性；采采用用无无油油槽槽可可倾倾瓦瓦径径向向轴轴承承和和能能承承受受较较高高推推力力和和支支撑撑力力的的推推力力轴轴承承，提高轴承在稳态和过渡工况下的承载能力。提高轴承在稳态和过渡工况下的承载能力。改改进进后后该该型型机机组组因因汽汽流流激激振振诱诱发发的的轴轴系系低低频频振振动动问问题题仍仍未未得得到到彻彻底底解解决。决。超临界机组振动问题分析及对策课件TPRI K-500-240-2K-500-240-2型汽轮机仍然出现类似现象。对于汽轮机带负荷工型汽轮机仍然出现类似现象。对于汽轮机带负荷工况下的低频振动，前苏联进行了大量的研究工作，认为主要是通流况下的低频振动，前苏联进行了大量的研究工作，认为主要是通流部分固有的汽动力引起的，采用新型叶顶汽封结构，是解决高压汽部分固有的汽动力引起的，采用新型叶顶汽封结构，是解决高压汽轮机由汽流激振产生的低频振动的有效措施。同时还采取以下措施轮机由汽流激振产生的低频振动的有效措施。同时还采取以下措施消除或改善机组低频振动：消除或改善机组低频振动：重新调整高压配汽机构，从而提高功率门限值；重新调整高压配汽机构，从而提高功率门限值；减小高压缸通流部分的汽动力；减小高压缸通流部分的汽动力；改进径向轴承的结构，提高轴系振动稳定性；改进径向轴承的结构，提高轴系振动稳定性；改善发电机转子的热稳定性并将其支撑与改善发电机转子的热稳定性并将其支撑与50Hz50Hz的共振频率调开；的共振频率调开；减小低压转子对不平衡的敏感度；减小低压转子对不平衡的敏感度；进一步改善汽轮机（特别是其靠近基础的蒸汽管道）的保温层，进一步改善汽轮机（特别是其靠近基础的蒸汽管道）的保温层，对基础加装遮热板和进行通风冷却，提高机组振动稳定性，排除机对基础加装遮热板和进行通风冷却，提高机组振动稳定性，排除机组发生低频振动的可能性。组发生低频振动的可能性。K-500-240-2型汽轮机仍然出现类似现象。对于TPRI 19791979年年哈哈尔尔科科夫夫对对K-500-240-2K-500-240-2型型汽汽轮轮机机改改型型，设设计计生生产产了了K-500-K-500-240-3240-3型型汽汽轮轮机机。改改进进措措施施为为：所所有有轴轴承承采采用用可可倾倾瓦瓦轴轴承承，低低压压缸缸动动叶叶采用围带结构。采用围带结构。列列宁宁格格勒勒金金属属工工厂厂按按照照哈哈尔尔科科夫夫汽汽轮轮发发电电机机厂厂的的图图纸纸，又又根根据据本本厂厂传统的设计思想，制造出传统的设计思想，制造出K-500-240-4K-500-240-4型汽轮机。改进内容及效果为：型汽轮机。改进内容及效果为：高高压压缸缸所所有有动动叶叶具具有有与与叶叶片片整整体体铣铣制制的的围围带带，其其上上有有汽汽封封片片，该该汽汽封封片与围带上方的汽封片顶盖形成高效能的迷宫式汽封；片与围带上方的汽封片顶盖形成高效能的迷宫式汽封；该该结结构构可可使使动动静静径径向向间间隙隙增增大大到到3 33.5mm3.5mm，首首先先消消除除高高压压转转子子的的低低频频振动，其次可消除汽封片的磨损，并使设计间隙基本保持不变，振动，其次可消除汽封片的磨损，并使设计间隙基本保持不变，此此外外由由于于叶叶片片根根部部汽汽封封做做成成使使叶叶根根部部位位汽汽流流能能定定向向流流入入，从从而而提提高高了了级效率。级效率。TPRI4.3 K-800-2404.3 K-800-240 K-800-240-1K-800-240-1型汽轮机为双轴机组，列宁格勒金属工厂仅生产了型汽轮机为双轴机组，列宁格勒金属工厂仅生产了一台。一台。K-800-240-2K-800-240-2型汽轮机是单轴五缸机组，型汽轮机是单轴五缸机组，19701970年试制成功，年试制成功，19711971年投入运行。该型汽轮机运行中曾出现由汽流激振引起的低频振动，年投入运行。该型汽轮机运行中曾出现由汽流激振引起的低频振动，采取措施后有所改善，但未能完全解决。采取措施后有所改善，但未能完全解决。19741974年年生生产产的的改改型型后后的的K-800-240-3K-800-240-3型型汽汽轮轮机机仍仍然然存存在在汽汽流流激激振振问问题题，列列宁宁格格勒勒金金属属工工厂厂（LMZLMZ）、莫莫斯斯科科动动力力学学院院（MEIMEI）以以及及中中央央锅锅炉炉汽汽轮轮机机研研究究院院（CKTICKTI）对对此此进进行行了了深深入入研研究究，认认为为消消除除低低频频振振动是可能的。应采取的主要措施为：动是可能的。应采取的主要措施为：对现有轴承建立最佳工作条件；对现有轴承建立最佳工作条件；采用可倾瓦轴承；采用可倾瓦轴承；重新分配汽轮机通流部分径向和轴向间隙，以减小蒸汽的汽动力；重新分配汽轮机通流部分径向和轴向间隙，以减小蒸汽的汽动力；安安装装特特殊殊结结构构的的汽汽封封（隔隔板板汽汽封封和和叶叶顶顶汽汽封封都都比比旧旧式式汽汽封封采采用用了了更更多多的的梳梳齿齿；在在某某些些级级的的叶叶顶顶汽汽封封处处采采用用了了槽槽齿齿交交错错结结构构，这这种种结结构构可可以以减减小小径径向向间间隙隙和和通通过过该该间间隙隙的的漏漏汽汽；同同时时也也可可避避免免动动静静部部件件之间的摩擦）。之间的摩擦）。4.3 K-800-240TPRI K-800-240-5K-800-240-5型汽轮机改进内容为：型汽轮机改进内容为：改改进进高高压压缸缸和和中中压压缸缸调调节节级级围围带带上上的的汽汽封封结结构构，以以提提高高经经济济性性，由由于于径径向向间间隙隙增增大大，可可消消除除高高压压转转子子的的低低频频振振动动和和汽汽封封的的磨磨损损；同同时各级工作叶片围带上的汽封结构也做了改进。时各级工作叶片围带上的汽封结构也做了改进。因因为为在在K-800-240-3K-800-240-3型型汽汽轮轮机机运运行行中中曾曾发发现现，中中间间再再热热蒸蒸汽汽管管道道引引起起很很大大的的力力和和力力矩矩作作用用到到中中压压缸缸上上，造造成成机机组组偏偏心心、振振动动等等后后果果，所所以以K-800-240-5K-800-240-5型型汽汽轮轮机机中中压压缸缸进进汽汽阀阀与与基基础础之之间间采采用用固固定定联联接接，使从连通管作用到中压缸上的应力减至最小。使从连通管作用到中压缸上的应力减至最小。K-800-240-5型汽轮机改进内容为：TPRI5 国内国内已已投投运运的的进进口口超超临临界界机机组组中中至至少少有有3台台机机组组的的高高压压转转子子发发生生了了蒸蒸汽激振引起的低频振动。汽激振引起的低频振动。作为我国火力发电主力的国产作为我国火力发电主力的国产300MW300MW等级机组近年来有一些也存等级机组近年来有一些也存在在上述上述现象。据不完全统计，已有现象。据不完全统计，已有2020多台多台300MW300MW等级机组的高压等级机组的高压（高中压）转子在带较大负荷运行中发生过由蒸汽激振引起的突（高中压）转子在带较大负荷运行中发生过由蒸汽激振引起的突发性不稳定低频振动。其中既有哈汽、上汽的引进型发性不稳定低频振动。其中既有哈汽、上汽的引进型300MW300MW机组机组（汽轮机为反动式），也有东汽（汽轮机为反动式），也有东汽300MW300MW等级机组（汽轮机为冲动式）等级机组（汽轮机为冲动式），而且出现的大多为东汽机组。，而且出现的大多为东汽机组。对这些出现低频振动问题的机组现场采取了增加轴承标高、更换对这些出现低频振动问题的机组现场采取了增加轴承标高、更换轴承、调整密封间隙、调整轴承、调整密封间隙、调整高压调节阀门开启顺序和开度等一种高压调节阀门开启顺序和开度等一种或几种措施组合，有的取得较好的结果，低频振动消失或明显降或几种措施组合，有的取得较好的结果，低频振动消失或明显降低，但有的效果不佳。低，但有的效果不佳。5 国内TPRI6 国内案例分析国内案例分析6.1 国内某电厂俄制国内某电厂俄制320MW超临界汽机高压转子超临界汽机高压转子振动特点振动特点 该该厂厂1 1号号机机型型号号为为K-320-23.5-4K-320-23.5-4型型超超临临界界压压力力汽汽轮轮机机。该该机机组组在在调调试试阶阶段段及及投投运运初初期期就就存存在在汽汽流流激激振振问问题题，有有关关单单位位对对高高压压调调门门开开启启顺顺序序及及开开度度进进行行了了调调整整（如如图图1 1），大大负负荷荷工工况况下下高高中中压压转转子子低低频频振振动动得得到到了了较较好的抑制，但未能彻底消除。好的抑制，但未能彻底消除。6 国内案例分析TPRI 当当负负荷荷增增加加到到120MW120MW左左右右时时，高高中中压压转转子子1 1、2 2、3 3号号轴轴承承X X和和Y Y方方向向相相对对轴轴振振出出现现低低频频振振动动，220MW220MW250MW250MW负负荷荷区区间间低低频频振振动动幅幅值值最最大大，图图2 2为为1X1X、1Y1Y波形频谱图，图波形频谱图，图3 3为为1X1X、2X2X测点低频振动与负荷趋势图。测点低频振动与负荷趋势图。图图2 1X2 1X、1Y1Y波形与频谱图波形与频谱图 当负荷增加到120MW左右时，高中压转子1、2、3TPRI 图图3 3 1X1X、2X2X测点低频振动与负荷趋势图测点低频振动与负荷趋势图 TPRI6.2 某俄制某俄制800MW超临界汽机高压转子超临界汽机高压转子振动特点振动特点 该汽轮机型号为该汽轮机型号为K-800-240-5K-800-240-5，系超临界、中间再热、五缸六排汽、，系超临界、中间再热、五缸六排汽、单轴、凝汽式单轴、凝汽式800MW800MW汽轮机。支撑高压转子的两个支承轴承为汽轮机。支撑高压转子的两个支承轴承为6 6瓦块可倾瓦块可倾瓦轴承。汽轮机高压缸进汽由瓦轴承。汽轮机高压缸进汽由4 4个高压调节汽阀控制，正常运行时个高压调节汽阀控制，正常运行时1 1、2 2号号阀下部进汽同时开启，阀下部进汽同时开启，3 3、4 4号阀上部进汽顺序开启。该机组在新机试运号阀上部进汽顺序开启。该机组在新机试运期间，在期间，在700MW700MW左右时，左右时，1 1号轴承多次发生振动突增现象，振动突增的主号轴承多次发生振动突增现象，振动突增的主要为半频分量要为半频分量(25Hz)(25Hz)，1 1号轴承突发振动时随即波及相邻轴承。例如，号轴承突发振动时随即波及相邻轴承。例如，20002000年年6 6月月1212日加负荷至日加负荷至750MW750MW时，时，1 1号轴承产生突发性振动，其垂直和水号轴承产生突发性振动，其垂直和水平方向的轴承振动均达到跳机值水平（平方向的轴承振动均达到跳机值水平（11.2mm/s11.2mm/s）。将负荷减至）。将负荷减至720MW720MW以以后，振动恢复正常后，振动恢复正常。俄制俄制800MW800MW机组高压调门喷嘴组排列顺序（从机头向发电机方向看）机组高压调门喷嘴组排列顺序（从机头向发电机方向看）6.2 某俄制800MW超临界汽机高压转子 俄制80TPRI处理方案及效果处理方案及效果 现场曾用调整现场曾用调整1 1号轴承顶隙、抬高轴瓦中心和轴瓦修刮等措施，但号轴承顶隙、抬高轴瓦中心和轴瓦修刮等措施