超临界机组振动问题分析及对策

1、TPRI TPRI 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

2、将随时间迅速发散（线性系统）或呈极限环轨迹（非线性系将随时间迅速发散（线性系统）或呈极限环轨迹（非线性系 统）。统）。 TPRI 1.2 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 汽轮发电机组自激振动大多由支持轴承的油膜失稳造成的。汽轮发电机组自激振动大多由支持轴承的油膜失稳造成的。 油膜涡动是油膜力激发的振动，此时正常运行条件的改变（如油膜涡动是油膜力激发的振动，此时正常运行条件的改变（如 倾角和偏心率）引起油楔倾角和偏心率）引起油楔“推动推动”转轴在轴承中运动，因而在转轴在轴承中运动，因而在 旋转方向产生的不稳定力使转子

3、发生涡动（或正向进动）。如旋转方向产生的不稳定力使转子发生涡动（或正向进动）。如 果系统内存在足够大的阻尼，则转轴回到其正常位置，变得稳果系统内存在足够大的阻尼，则转轴回到其正常位置，变得稳 定；否则，转子将继续涡动，出现较大的不稳定振动。因其出定；否则，转子将继续涡动，出现较大的不稳定振动。因其出 现时的振动频率为同步振动频率的现时的振动频率为同步振动频率的40404848，接近转速频率，接近转速频率 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。 当机器出现油膜涡动不稳定，而且油膜涡动频率等于系统当机器出现油膜涡动不稳定，而且油膜涡动频率等于系统 的某一阶固有频率时就会发生油

4、膜振荡。的某一阶固有频率时就会发生油膜振荡。 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

5、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； 通常一旦发生油膜振荡，无论转速继续升至多少，涡动频率将总通常一旦发生油膜振荡，无论转速继续升至多少，涡动频率将总 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。 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

6、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。 TPRI 2 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

7、。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。 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，

8、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 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 y x q q F F qy qx 0 0 P HnD q P 9549 TPRI 2.2密封流体力密封流体力 由于转子的动态偏心，引起密封封腔室中蒸汽压力分布的不均由于转子的动态偏心，引起密封封腔室中蒸汽压力分布的不均 匀，其结果产生一垂直于转子偏移方向的合力。与前者一样，该匀，其结果产生一垂直于转子偏移方向的合力。与前者一样，该 横向力使转子运动趋于不稳定。在密封中蒸汽产生的动力特性数横向力使转子运动趋于不稳定。在密封中蒸汽产生的动力特性数 学描述较为复杂，根

9、据国内外研究一般认为密封的该横向力是由学描述较为复杂，根据国内外研究一般认为密封的该横向力是由 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。 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

10、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

11、运动有关。 . . y x BB BB y x AA AA f f yyyx xyxx yyyx xyxx Q y Q x 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

12、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。 TPRI 2.3 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

13、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

14、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。 TPRI 3 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，且一般发生在较高负荷工况；振动敏感于负荷，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

15、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

16、率分量。该振动也会呈现其它一些谐波频率分量。 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 超临界机组轴系振动稳定性理论分析中应按转超临界机组轴系振动稳定性理论分析中应按转 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

17、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。 TPRI 对于由园盘和弹性轴段组成的第个单元对于由园盘和弹性轴段组成的第个单元, ,它们左、右两它们左、右两 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: : Z

18、Zi 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-1 N-1T T1 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+T P+Ti i(2) (2)P

19、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 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-1 N-1P PN-1 N-1+P +PN N=0 =0 通过数值叠代法可以求出该代数方程的特征根。系统的通过数值叠代法可以求出该代数方程的特征根。系统的 特征根一般为共轭复数形式特征根一般为共轭复数形式, ,即即P=P=ii。其中实部。其中实部为阻为阻 尼系数尼系数,

20、,虚部虚部为系统的涡动频率为系统的涡动频率, ,而其对数衰减率数学表达而其对数衰减率数学表达 式为式为=-2/,=-2/,如果如果大于零则系统稳定大于零则系统稳定, ,反之则系统失反之则系统失 稳。稳。 根据上述传递矩阵根据上述传递矩阵- -多项式方程原理编制了转子多项式方程原理编制了转子- -轴承轴承- -蒸蒸 汽系统的振动稳定性计算程序。通过计算转子轴承系统的各汽系统的振动稳定性计算程序。通过计算转子轴承系统的各 阶阻尼固有频率，可求出其对应的对数衰减率，进而确定定阶阻尼固有频率，可求出其对应的对数衰减率，进而确定定 系统运动的稳定性，并进行轴系优化设计。该程序可以考虑系统运动的稳定性，并

21、进行轴系优化设计。该程序可以考虑 轴承油膜特性、叶顶间隙激励、迷宫密封流体激励、轴段的轴承油膜特性、叶顶间隙激励、迷宫密封流体激励、轴段的 剪切变形、园盘转动惯量和陀螺效应以及温度对材料弹性模剪切变形、园盘转动惯量和陀螺效应以及温度对材料弹性模 量的影响等因素量的影响等因素。 TPRI 3 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 该压缩机转子结构如下图所示。其由两个完全相同的圆柱型轴该压缩机转子结构如下图所示。其由两个完全相同的圆柱型轴 承支承，轴承内径承支承，轴承内径50mm,50mm,宽度宽度30mm30mm，用，用22#22#透平油，轴承润滑油压透平油，轴承润

22、滑油压 力和温度分别为大气压和室温。园盘直径力和温度分别为大气压和室温。园盘直径150mm150mm，宽度，宽度100mm100mm。转。转 轴和园盘材料为轴和园盘材料为45#45#钢，材料密度为钢，材料密度为7.87.810103 3Kg/mKg/m3 3，弹性模量为，弹性模量为 2.182.18101011 11N/m N/m，工作转速，工作转速3000r/min3000r/min。 压缩机转子结构示意图 TPRI 据有关轴承手册查得据有关轴承手册查得3000r/min3000r/min转速下支承轴承的油膜刚度系转速下支承轴承的油膜刚度系 数和阻尼系数如下数和阻尼系数如下: : K Kxx

23、 xx=3.0607 =3.060710106 6N/mN/m，K Kxy xy=-9.2204 =-9.220410105 5N/mN/m K Kyx yx=3.9554 =3.955410105 5N/mN/m，K Kyy yy=5.1748 =5.174810106 6N/mN/m C Cxx xx=1.2438 =1.243810104 4N.s/mN.s/m，C Cxy xy=8.8496 =8.849610103 3N.s/mN.s/m C Cyx yx=6.3804 =6.380410103 3N.s/mN.s/m，C Cyy yy=2.0366 =2.036610104 4N.

24、s/mN.s/m 将转子系统化分为将转子系统化分为1010个单元点个单元点(9(9个轴段个轴段) )，两个轴承分别位于，两个轴承分别位于 第第2 2和第和第9 9个单元，计算中考虑园盘的转动惯量和陀螺力矩及转轴剪个单元，计算中考虑园盘的转动惯量和陀螺力矩及转轴剪 切变形等的影响。计算出的前两阶阻尼固有频率及其相应的对数衰切变形等的影响。计算出的前两阶阻尼固有频率及其相应的对数衰 减率分别为减率分别为482.05 1/s482.05 1/s、1.86181.8618和和672.93 1/s672.93 1/s、0.93190.9319。 当在叶轮上作用有叶顶间隙激振力，则前两阶阻尼固有频率对当在

25、叶轮上作用有叶顶间隙激振力，则前两阶阻尼固有频率对 应的对数衰减率与叶顶间隙激振力大小的关系如下图所示。从中可应的对数衰减率与叶顶间隙激振力大小的关系如下图所示。从中可 以看出，随着叶顶间隙激振因子以看出，随着叶顶间隙激振因子q q的增大，一阶对数衰减率增加，的增大，一阶对数衰减率增加， 而二阶对数衰减率减小，且变得不稳定。此外，当而二阶对数衰减率减小，且变得不稳定。此外，当q q增大到一定数增大到一定数 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。 TPRI 前两阶对数衰减率与叶顶间隙激振因子的关系曲线 -3.00 -2.00 -1

26、.00 0.00 1.00 2.00 3.00 4.00 5.00 0.01.02.03.04.05.06.07.08.09.010.0 （106） （106） （106N/m） TPRI 3.2 3.2 某某300MW300MW机组高中压转子算例机组高中压转子算例 以某以某300MW300MW机组的高中压转子为例进行计算。计算工况为额定机组的高中压转子为例进行计算。计算工况为额定 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 根据高中压转子额定负荷下各级的级功率、热力参数

27、、叶片的根据高中压转子额定负荷下各级的级功率、热力参数、叶片的 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

28、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 TPRI 3.2.2 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 考虑和不考虑高中压转子各级叶顶间隙激振影响两种情况下高考虑和不考虑高中压转子各级叶顶间隙激振影响两种情况下高 中压转子前两阶阻尼固有频率（对应于水平和垂直方向）及其对数中压转子前两阶阻尼固有频率（对应于水平和垂直方向）及其对

29、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 185.80124185.801240.6987700.698770 188.35298188.352980.6642720.664272 188.32968 188.32968 0.5654810.565481 从中可以看出考虑叶顶间隙激振影响后高中压转子水平和垂直从中可以

30、看出考虑叶顶间隙激振影响后高中压转子水平和垂直 方向最低阶阻尼固有频率对应的对数衰减率分别有一定的增加和降方向最低阶阻尼固有频率对应的对数衰减率分别有一定的增加和降 低。低。 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 早期投运的数十台早期投运的数十台450MW、600MW、700MW、800MW和和 1300MW容量等级的机组的高压转子发生过蒸汽激振引起的低频容量等级的机组的高压转子发生过蒸汽激振引起的低频 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

31、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。 TPRI 2 2

32、美国案例分析美国案例分析 2.1 美国美国The Southern California Edison company 790MW超临界汽机超临界汽机 高压转子高压转子 振动特点振动特点 该公司共拥有该公司共拥有6 6台同型号超临界压力汽轮发电机组台同型号超临界压力汽轮发电机组(790MW(790MW，24.13MPa, 24.13MPa, 538/538538/538，双轴，双轴) )，其中一台机组在投运的十几年间，当有功负荷接，其中一台机组在投运的十几年间，当有功负荷接 近满负荷时，高压转子突然出现剧烈振动，并造成高压转子和中压转子近满负荷时，高压转子突然出现剧烈振动，并造成高压转子和中压

33、转子 之间轴承座内的轴瓦频繁损坏。为了防止机组产生突发振动，不得不将之间轴承座内的轴瓦频繁损坏。为了防止机组产生突发振动，不得不将 负荷限制在负荷限制在600MW600MW以内。通过技术咨询服务公司以及制造厂，该公司找到以内。通过技术咨询服务公司以及制造厂，该公司找到 了控制高负荷工况下高压转子剧烈振动的方法，但是并没有找到根治高了控制高负荷工况下高压转子剧烈振动的方法，但是并没有找到根治高 压转子剧烈振动以及轴瓦损坏的方法。压转子剧烈振动以及轴瓦损坏的方法。 进一步的测试、分析研究表明，进一步的测试、分析研究表明， 引起突发剧烈振动的原因为低频振动成分，其频率接近于引起突发剧烈振动的原因为低

34、频振动成分，其频率接近于0.5X0.5X，引起该，引起该 振动故障的原因可能是轴瓦支撑松动或汽流激振。再者，通过现场观察振动故障的原因可能是轴瓦支撑松动或汽流激振。再者，通过现场观察 发现，发现，2 2号轴瓦和号轴瓦和3 3号轴瓦在热态工况下的标高相对变化量较大，且密封号轴瓦在热态工况下的标高相对变化量较大，且密封 腔室中极高的蒸汽压力使高负荷工况下高压转轴在轴瓦间隙内上浮量较腔室中极高的蒸汽压力使高负荷工况下高压转轴在轴瓦间隙内上浮量较 大。大。 TPRI 振动处理及效果振动处理及效果 通过采取不揭高压缸和低压缸，不吊出转子的方法对高、中压缸的通过采取不揭高压缸和低压缸，不吊出转子的方法对高

35、、中压缸的 滑销系统进行了全面检查，并对滑销系统进行了全面检查，并对2 2瓦和瓦和3 3瓦轴承座支撑进行了处理，同瓦轴承座支撑进行了处理，同 时安装仪表测试各瓦的油膜压力、转轴在轴瓦间隙内的稳态位置、轴时安装仪表测试各瓦的油膜压力、转轴在轴瓦间隙内的稳态位置、轴 瓦温度以及轴承座标高变化。启动后当机组负荷带到满负荷的瓦温度以及轴承座标高变化。启动后当机组负荷带到满负荷的9090 9595时，高压转子的低频振动分量幅值不超过时，高压转子的低频振动分量幅值不超过3535m m，同时发现顺序阀，同时发现顺序阀 运行方式下运行方式下4 4号调门（最后一个开启的调门）对轴系稳定性有较大的影号调门（最后一

36、个开启的调门）对轴系稳定性有较大的影 响。响。 在一年之后的大修中，更换第一级叶片，修复第一级喷嘴，改进叶在一年之后的大修中，更换第一级叶片，修复第一级喷嘴，改进叶 顶汽封，同时减小顶汽封，同时减小2 2号、号、3 3号轴瓦顶隙，扩大其侧隙。检修后的运行表号轴瓦顶隙，扩大其侧隙。检修后的运行表 明，在明，在4 4号调门关闭的情况下，满负荷工况下高压转子低频振动得到了号调门关闭的情况下，满负荷工况下高压转子低频振动得到了 较大改善。高压调门的开启方式对转子在轴瓦间隙内的相对稳态平均较大改善。高压调门的开启方式对转子在轴瓦间隙内的相对稳态平均 位置影响较大，并诱发轴系振动波动，所以该机组振动故障应

37、为汽流位置影响较大，并诱发轴系振动波动，所以该机组振动故障应为汽流 激振。直到目前电厂仍然没有找到彻底消除高压转子低频振动的措施，激振。直到目前电厂仍然没有找到彻底消除高压转子低频振动的措施， 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。 TPRI 2.2 美国美国The Tennessee Valley Authority Cumberland 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 田纳西州水利管理局田纳西州水利管理局Cumberland Cumberland 电站电站2 2号机组号机组(1300MW, 24.13MPa, (1300M

38、W, 24.13MPa, 538/538538/538，双轴，双轴) )，当机组负荷带到，当机组负荷带到900MW900MW时，由高压缸和两低压缸组时，由高压缸和两低压缸组 成的轴系的高压转子突然产生成的轴系的高压转子突然产生28Hz28Hz低频振动，若继续带负荷高压转子低低频振动，若继续带负荷高压转子低 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

39、：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 COJOU

40、RCOJOUR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密封中沿轴向安装止

41、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。度），机组可以安全带到满负荷。 TPRI 2.3 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 该公司共拥有该公司共拥有4 4台台800MW (24.82MPa, 538/538)800MW (24.82MPa, 538/538)超临界压力汽轮发超临界压力汽轮发 电机组，其中一台机组当有功负荷带到电机组，其中一台机组当有功负荷带到700MW700MW时，高压转子出现突发剧烈时，高压转子出现突发剧烈 低频振动，该振动分量的频率为低频振动，该振

42、动分量的频率为34Hz34Hz（高压转子一阶临界转速对应的频（高压转子一阶临界转速对应的频 率）。该低频振动随高压缸进汽量的增大急剧发散，在达到满负荷功率率）。该低频振动随高压缸进汽量的增大急剧发散，在达到满负荷功率 之前高压转轴振动就超过保护值，引起机组保护动作跳机。由突发振动之前高压转轴振动就超过保护值，引起机组保护动作跳机。由突发振动 分量频率特性及与机组负荷的密切相关性可以判断出该机组高压转子存分量频率特性及与机组负荷的密切相关性可以判断出该机组高压转子存 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

43、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。 TPRI 3 前苏联前苏联 相当数量的相当数量的300MW、50

44、0MW、800MW容量等级的机组的高容量等级的机组的高 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

45、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。 TPRI 4 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 列宁格勒金属工厂生产的该型汽轮机早期可用率很低，列宁格勒金属工厂生产的该型汽轮机早期可用率很低，19641964年至年至 19651965年统计均在年统计均在4040以下。其中一个主要问题为轴系的低频振动以下。其中一个主要问题为轴系的低频振动汽汽 流激振，据流激振，据19691969年统计，年统计，4040的停机时间用来消除因汽流激振引起的的停机时间用来消除因汽流激振

46、引起的 轴系低频振动问题。通过对该型机组围带汽封的改造，提高了汽封在轴系低频振动问题。通过对该型机组围带汽封的改造，提高了汽封在 长期运行中的可靠性；最大限度地减少了漏汽；消除了中压缸各级围长期运行中的可靠性；最大限度地减少了漏汽；消除了中压缸各级围 带汽封碰摩现象；使汽轮机经济性提高了带汽封碰摩现象；使汽轮机经济性提高了1 12 2；改造后的该型汽；改造后的该型汽 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。 TPRI 4.2 K-500-240 哈尔科夫汽轮发电机厂生产的哈尔科夫汽轮发电机厂生产的K-500-240-1K-500-240-

47、1型汽轮机投运后，出现不型汽轮机投运后，出现不 少问题，可用率很低。其中一个主要问题为汽流激振，当机组负荷带到少问题，可用率很低。其中一个主要问题为汽流激振，当机组负荷带到 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： 高压转子增加一个辅助支撑轴承（原先高、中压转子为高压转子增加一个辅助支撑轴承（原先高、中压转子为3 3支撑结构），支撑结构）， 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

48、转子，提高轴系的刚性和运行稳定性； 采用无油槽可倾瓦径向轴承和能承受较高推力和支撑力的推力轴承，采用无油槽可倾瓦径向轴承和能承受较高推力和支撑力的推力轴承， 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。 改进后该型机组因汽流激振诱发的轴系低频振动问题仍未得到彻底解改进后该型机组因汽流激振诱发的轴系低频振动问题仍未得到彻底解 决。决。 TPRI TPRI TPRI TPRI TPRI 5 国内国内 已投运的进口超临界机组中至少有已投运的进口超临界机组中至少有3台机组的高压转子发生了蒸台机组的高压转子发生了蒸 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

49、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（汽轮机为冲动等级机组（汽轮机为冲动 式）

50、，而且出现的大多为东汽机组。式），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。 TPRI 6 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 该厂该厂1

51、1号机型号为号机型号为K-320-23.5-4K-320-23.5-4型超临界压力汽轮机。该机组在调试型超临界压力汽轮机。该机组在调试 阶段及投运初期就存在汽流激振问题，有关单位对高压调门开启顺序及阶段及投运初期就存在汽流激振问题，有关单位对高压调门开启顺序及 开度进行了调整（如图开度进行了调整（如图1 1），大负荷工况下高中压转子低频振动得到了较），大负荷工况下高中压转子低频振动得到了较 好的抑制，但未能彻底消除。好的抑制，但未能彻底消除。 TPRI 当负荷增加到当负荷增加到120MW120MW左右时，高中压转子左右时，高中压转子1 1、2 2、3 3号轴承号轴承X X和和Y Y方向相对轴方

52、向相对轴 振出现低频振动，振出现低频振动，220MW220MW250MW250MW负荷区间低频振动幅值最大，图负荷区间低频振动幅值最大，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 TPRI 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 TPRI 6.2 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

53、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

54、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

55、序（从机头向发电机方向看） TPRI 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，但 未能消除此突发性振动。后在运行中采用改变高压调节阀门开启顺序未能消除此突发性振动。后在运行中采用改变高压调节阀门开启顺序 和开度的方法，才基本避免突发性振动的发生，机组顺利带满负荷运和开度的方法，才基本避免突发性振动的发生，机组顺利带满负荷运 行。该具体操作步骤如下：行。该具体操作步骤如下： 机组负荷稳定在机组负荷稳定在680680750MW750MW； 将机前主汽压力降至将机前主汽压力降至23MPa23MP

56、a； 就地手动投入就地手动投入4 4号调门重调装置，使其开启号调门重调装置，使其开启10mm10mm； 就地缓慢关小就地缓慢关小2 2号调门至号调门至20mm20mm时，时，4 4号调门开启号调门开启20mm20mm； 缓慢增加负荷，当负荷加至缓慢增加负荷，当负荷加至800MW800MW时，时，1 14 4号调门开度依次为号调门开度依次为 73/20/40/30mm73/20/40/30mm。 在加负荷过程中，除在加负荷过程中，除4 4号调门主阀开启瞬间振动有突增外，振动基号调门主阀开启瞬间振动有突增外，振动基 本稳定。目前，机组运行中的振动状况较调试阶段明显改善，但在本稳定。目前，机组运行中

57、的振动状况较调试阶段明显改善，但在 800MW800MW附近附近1 1号轴承仍存在突发性振动现象。号轴承仍存在突发性振动现象。 TPRI 6.3 某上海引进型某上海引进型300MW汽机高中压转子汽机高中压转子 振动特点振动特点 该机组该机组300MW300MW120MW120MW工况下高压转轴工况下高压转轴1 1瓦绝对振动波动较大，瓦绝对振动波动较大， 范围在范围在93m93m150m150m。其中在。其中在230MW230MW250MW250MW负荷运行时波动最负荷运行时波动最 大，呈现的振动幅值也最大。频谱分析表明，引起振动波动的原大，呈现的振动幅值也最大。频谱分析表明，引起振动波动的原

58、因为因为25Hz25Hz的低频分量，的低频分量，230MW230MW250MW250MW负荷运行时低频分量波动范负荷运行时低频分量波动范 围为围为10m10m90m90m，120MW120MW160MW160MW负荷低频分量波动范围较小；负荷低频分量波动范围较小； 各负荷工况下，各负荷工况下，1 1瓦轴振的基频分量较为稳定，幅值范围为瓦轴振的基频分量较为稳定，幅值范围为 65m65m75m75m；同时，；同时，1 1瓦轴振还存在一些瓦轴振还存在一些2X2X、3X3X和和4X4X高频分量。高频分量。 TPRI 1 1瓦绝对轴振低频振动幅值与高压调门开度之间有紧密联系。瓦绝对轴振低频振动幅值与高压

59、调门开度之间有紧密联系。 在负荷小于在负荷小于120MW120MW（1 1号、号、2 2号高压调门开启，其余高压调门关闭）号高压调门开启，其余高压调门关闭） 及负荷大于及负荷大于270MW270MW（额定参数时，（额定参数时，1 1号号6 6号高压调门全部开启）号高压调门全部开启） 时，时，1 1瓦低频振动幅值较小，负荷在瓦低频振动幅值较小，负荷在130MW130MW260MW260MW区间（区间（1 1号、号、2 2 号、号、4 4号和号和5 5号高压调门开启）时，号高压调门开启）时，1 1瓦低频振动幅值较大。瓦低频振动幅值较大。1 1瓦低瓦低 频振动幅值与高压进汽方式有关，频振动幅值与高压

60、进汽方式有关，4 4号高压调门位于转子下方，号高压调门位于转子下方， 其开启后（部分进汽）使高压转子承受向上的汽流力，而当负荷其开启后（部分进汽）使高压转子承受向上的汽流力，而当负荷 继续增加时，继续增加时，6 6号与号与3 3号高压调门相继开启（基本上为全周进汽），号高压调门相继开启（基本上为全周进汽）， 使转子承受向下的汽流力，平衡使转子承受向下的汽流力，平衡4 4号高压调门的激振力。所以高号高压调门的激振力。所以高 压转子在轴瓦内的平均位置与进汽方式（部分进汽或全周进汽）压转子在轴瓦内的平均位置与进汽方式（部分进汽或全周进汽） 及各个高压调门的开启顺序有关。及各个高压调门的开启顺序有关。