超临界机组振动
超超临界1_030_MW汽轮发电机组振动异常处理
第39卷,总第225期2021年1月,第1期《节能技术》ENERGY CONSERVATION TECHNOLOGYVol.39,Sum.No.225Jan.2021,No.1 超超临界1030MW汽轮发电机组振动异常处理陈 杰,童小忠(浙江省火力发电高效节能与污染物控制技术研究重点实验室,浙江 杭州 311121)摘 要:某电厂投运新型1030MW超超临界汽轮发电机组,运行期间出现了轴瓦振动幅值异常爬升等现象,同时由于汽封边遮挡及个别轴瓦轴振相位反相等问题无法直接通过低发对轮加重降低轴振。
为了解决上述问题,本文结合数据分析方法与优化调整操作对机组进行处理:采用现场动平衡的方法,对#10、#2瓦进行加重,有效降低了#10、#1瓦振动通频幅值;分析了机组振动数据对应机组工况的特征,判断出在停机过程中#5、#6瓦振动爬升的原因为动静部件碰磨造成的转子局部热弯曲。
结果表明:所采取的技术手段可有效控制各瓦振动,对同类型机组的类似问题具有一定的借鉴意义。
关键词:1030MW级机组;超超临界机组;振动异常;故障分析;轴瓦加重中图分类号:TK268+.1 文献标识码:A 文章编号:1002-6339(2021)01-0036-04 Treatment of Abnormal Vibration of Ultra Supercritical1030MWTurbine Generator UnitCHEN Jie,TONG Xiao-zhong(Zhejiang Provincial Key Laboratory of Energy Conservation&Pollutant Control Technologyfor Thermal Power,Hangzhou311121,China)Abstract:With the operation of a new power plant1030MW ultra-supercritical turbine generator,there has been abnormal vibration amplitude,and because steam edge bears block and shaft vibration phase problem,it can’t be directly equal to the low-fat round to aggravate lower shaft vibration.To solve the above problem,binding data analysis and optimization of the adjustment operation processing unit:the field balancing method of#10,#2watts is increased,effectively reducing#10,#1watt passband ampli⁃tude of vibration;analyzing vibration data corresponding to the characteristic units of the plant conditions, it is determined during shutdown#5,#6watts reason for climbing movement vibration member caused by rubbing of the rotor localized thermal bending.The results show that the technical means can effectively control the vibration of each bearing,with some reference to a similar type of problem with the unit. Key words:1030MW-class unit;ultra-supercritical unit;abnormal vibration;fault analysis;bearing heavier收稿日期 2020-09-01 修订稿日期 2020-09-21基金项目:浙能集团科技项目(ZNKJ-2017-075)作者简介:陈杰(1986~),男,硕士,工程师,从事汽轮发电机组振动处理工作。
超临界机组振动问题分析及对策
TPRI
. Q A A B x . Q fy Ayx Ayy y Byx Byy y
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。
压缩机转子结构示意图
TPRI
据有关轴承手册查得 3000r/min 转速下支承轴承的油膜刚度系 数和阻尼系数如下: Kxx=3.0607×106N/m，Kxy=-9.2204×105N/m Kyx=3.9554×105N/m，Kyy=5.1748×106N/m Cxx=1.2438×104N.s/m，Cxy=8.8496×103N.s/m Cyx=6.3804×103N.s/m，Cyy=2.0366×104N.s/m 将转子系统化分为 10 个单元点 (9 个轴段 ) ，两个轴承分别位于 第 2 和第 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482.05 1/s、1.8618和672.93 1/s、0.9319。 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 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 q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q增大到一定数 值后，二者的固有频率相互接近，达600 1/s左右。
600MW超超临界汽轮机振动问题分析及处理
600MW超超临界汽轮机振动问题分析及处理在现代电力生产中，600MW 超超临界汽轮机作为重要的发电设备，其稳定运行对于保障电力供应的可靠性和稳定性具有关键意义。
然而，振动问题一直是影响汽轮机安全稳定运行的常见故障之一。
本文将对600MW 超超临界汽轮机振动问题进行深入分析，并探讨相应的处理措施。
一、600MW 超超临界汽轮机振动问题的表现汽轮机振动异常通常表现为振动幅值增大、振动频率变化、振动相位不稳定等。
在实际运行中，可能会出现以下几种具体情况：1、轴振超标轴振是指汽轮机轴系的振动，当轴振超过规定的限值时，会对轴系的零部件造成严重的磨损和疲劳损伤，影响机组的使用寿命。
2、瓦振异常瓦振是指汽轮机轴承座的振动，如果瓦振过大，会导致轴承温度升高，润滑油膜破坏，甚至引发轴瓦烧毁等严重事故。
3、振动频谱复杂振动频谱中可能包含多种频率成分，如基频、倍频、分频等，这使得振动故障的诊断变得更加困难。
二、600MW 超超临界汽轮机振动问题的原因分析1、转子不平衡转子不平衡是汽轮机振动最常见的原因之一。
这可能是由于转子在制造、安装或运行过程中产生的质量偏心，或者是由于叶片脱落、磨损等导致的转子质量分布不均匀。
2、不对中汽轮机的轴系在安装或运行过程中，如果各轴段之间的同心度和垂直度不符合要求，就会产生不对中现象，从而引起振动。
3、动静摩擦汽轮机内部的动静部件之间发生摩擦，会产生局部高温和热变形，导致振动增大。
4、油膜失稳轴承的润滑油膜在某些情况下可能会失稳，如润滑油量不足、油温过高或过低、油质恶化等，从而引起轴瓦振动。
5、蒸汽激振在超超临界工况下，蒸汽的参数较高，蒸汽在流经汽轮机通流部分时可能会产生激振力，导致振动异常。
6、基础松动汽轮机的基础如果出现松动，会影响机组的支撑刚度，从而导致振动增大。
7、电磁干扰发电机的电磁力不平衡或磁场变化可能会对汽轮机轴系产生电磁干扰，引起振动。
三、600MW 超超临界汽轮机振动问题的诊断方法为了准确诊断汽轮机的振动问题，需要综合运用多种诊断方法：1、振动监测系统通过安装在汽轮机上的振动传感器，实时监测振动的幅值、频率、相位等参数，并进行数据采集和分析。
630MW超临界汽轮机启动过程中振动大原因分析及处理
630MW超临界汽轮机启动过程中振动大原因分析及处理发布时间：2023-02-23T02:53:06.771Z 来源：《中国电业与能源》2022年19期作者：刘永[导读] 宿州公司2号机组汽轮机为上海汽轮机有限公司设计制造的超临界刘永安徽华电宿州发电有限公司安徽宿州 234000一、系统介绍宿州公司2号机组汽轮机为上海汽轮机有限公司设计制造的超临界、一次中间再热、三缸四排汽、凝汽式汽轮机，型号为N630-24.2/566/566型。
额定功率为630MW，最大连续出力648MW。
汽轮机采用高中压合缸结构，低压缸为双流程反向布置。
机组采用复合变压运行方式，汽轮机设计有八级非调整回热抽汽，高压缸共有一个冲动式调节级和11个反动式压力级，中压缸共有8个反动式压力级，低压缸共有2×2×7个反动式压力级，全机结构级共有48级。
二、事情经过2022年10月29日7:51，公司#2机组调停备用，2022年11月9日00:40， #2机主汽压力3.8MPa、温度465℃，再热器压力0.14MPa、温度416℃，给水流量405t/h，轴封压力18KPa，轴封供汽温度245℃，低压轴封温度分别为117℃、98℃，润滑油温42℃、油压0.1MPa，凝汽器真空88KPa，转子偏心56μm，缸胀10mm，高压缸胀差1.9mm，低压缸胀差5.5mm，调节级上下缸温度为191℃、177℃，高中压缸上下缸温差分别为16℃、18℃、17℃，蒸汽品质合格，#2机组参数满足冲转要求。
汽轮机冲转升速操作，升速到600rpm时打闸进行摩擦检查，检查正常后重新挂闸，01:23冲转升速至2350rpm进行暖机。
02:20 ，缸胀10.7mm，高压缸胀差4.4mm，低压缸胀差3.4mm，3X/3Y、4X/4Y、5X/5Y振动由78/84、65/50、38/36μm开始缓慢上涨至130/139、81/64、65/66μm，#3、#4、#5轴承温度：76℃、70℃、75℃，低压轴封温度分别为105℃、53℃，其他各轴承振动、温度正常。
国产600MW超临界机组振动原因分析及消除
图１ 发 电机转子挠度
牟 机组 投产后 ，Ｎｏ 轴 承振 动一直 处于不稳定状 ３ ９ 态 ，先后 经历了大修和临修 ，对结构刚度和结合部件
表２ ‘各轴承 比压
轴承名称 ｏ Ｎ ２ ｏ Ｎ ４ Ｎ ５ Ｎ ｌ ｏ Ｎ ３ ｏ ｏ
轴 承 比压 １ （ ａ ＭＰ ） ８ ｌ ０ １７ １ ｌ ４ １ ．９ 名５ ７ ８
动 的恶化 。
该汽轮发 电机组轴 系由五根转子组成 ，分 别为高 中压 转 子 、两根 低压 转子 、发 电机 转 子和 集 电环转
１ 二
＃ ７ ＃ Ｒ ≠９ ≠
子 ，集 电环转子通过 刚性联 轴器与发 电机转子连接 ，
Ｎｏ 轴承为其承 力的单支 点可倾瓦轴承 ，结构 由上下 ９ 各两块瓦块组成 ，具备 自动调心功能 ，结构参数如表 １ 和表２ 所示：
（） 出卡在励 磁机冷却风扇 内部的碎布 条 ； １取 （） 出Ｎｏ 瓦下瓦炉侧 垫铁螺 丝，重新紧固 ； ２拆 ９ （）重新调 整并加 大轴承盖紧力 ：机ｆ Ｏ１ｍｍ， ３ ｌ． ￣ Ｏ ｌ
表１ 各段转子 的重量
转子名称
转 子 重 量 （ｇ ｋ）
１ —
７ 群８ ＃ ９
高中压转子 低压转子 Ｈ． Ｐ１ Ｐ Ｌ１ Ｐ
３ ｌ６ ２ ９ ６７２ ０ ５
低压转子 发电机 集电环 Ｌ２ Ｐ 转子 转子
６７２ ０ ５ ５２ ２ ９ ０ ２８ ３９
（Ｎ ９ ２ ｏ 轴承处轴颈晃度为０ ８ （ ） ． 伽ｎ标准≤０ ５ ｍ ； ０ ．ｒ ） ０ａ （） ３ 上轴承盖无紧力 （ 标准紧力Ｏ－０ｍ － ． ｍ），测量 ０５
结果为炉侧 间隙０ ７ ｍ，机侧 间隙为０ ２ ．ｍ ０ ． ｍｍ； ３
超超临界百万机组不稳定振动故障分析与处理
超超临界百万机组不稳定振动故障分析与处理摘要：通过对某电厂百万机组的不稳定振动故障进行分析，发现导致故障存在的主要原因是汽流激振引起了不稳定振动。
主要是因为作用在汽缸上的管道力太大，导致高压动静中心存在着严重的偏差，最终引起了较大的气流激振力。
为了能够彻底解决机组的不稳定振动现象，采取了优化冷段管道、提高轴承荷载以及调整汽缸中心等措施，并且取得了很好的效果。
鉴于此，本文结合实际案例对导致机组出现不稳定振动故障的原因以及处理方法展开探讨，以便为处理同类故障提供可靠的依据。
关键词：不稳定振动；汽流激振；动静中心1.机组结构汽轮机主要是由高压缸、中压缸以及两个低压缸组成的，如图1所示。
高压缸内缸使用的是筒形缸结构，在机头侧布置有高压主汽调节阀；中压缸中部两侧布置有中压联合汽阀；轴系是由高压转子、低压转子A、中压转子、低压转子B、和电机转子组成的。
各转子间使用了刚性联轴器进行连接，每根转子是由连个轴承支承起来的，从高压到电机端，轴承的编号依次为1#~10#。
高压缸导气管呈上、下布置的方式，进汽使用的是节流配汽方法，运行过程中需要同时将两个主汽调节阀打开[1]。
图1汽轮机整体布置图2.振动现象机组冲转，定速3000r/min时机组各测点轴振都小于75μm。
机组在冲转一定时间后，在升负荷的过程中，1#、2#轴振幅值多次出现了跳跃增加现象，而如果进行减负荷操作，振幅值就能够快速恢复低值。
1#、2#轴振幅值增加之后，有时候轴心涡动轨迹会呈反进动趋势。
通过分析机组高压缸热膨胀曲线，发现随着主汽温度以及负荷的不断增加，机组热膨胀曲线变化缓慢。
隔了一段时间再进行检查，发现高压缸2#轴承箱端右侧汽缸猫爪上抬，出现这种现象的原因主要是因为导汽管连接起来的阻尼器被金属格栅板死死卡住，阻碍了导汽管热膨胀竖直向下移动。
经现场对这些干涉点进行排查之后，机组的高压热膨胀现象得到了明显的缓解。
通过多次进行升、降润滑油的调整，改变油温的措施并没有抑制分频振动故障的作用。
电厂600MW超临界机组异常振动原因及处理
电厂600MW超临界机组异常振动原因及处理超临界机组是发电厂中重要的生产设备，为电厂的正常运行提供了基础的保障。
机组在运行的过程中，不同容量的机组会受到不同因素的影响而出现振动现象，不仅对机组自身的性能以及使用寿命造成一定的影响，同时还关系到电厂运行的安全性，所以要加强对机组振动现象的研究。
文章对于600MW超临界机组出现异常振动的危害以及原因进行了分析，然后提出了相应的处理措施，对于提高机组运行的安全性具有重要的意义。
标签：汽轮发电机组；异常振动；诊断与处理引言随着电厂生产的规模不断扩大，为了保证生产的正常运行，发电机组的容量以及参数也在不断的增加，600MW超临界机组就是比较典型的机组，在我国的发电厂中得到了广泛的应用，有效的促进了电厂生产效率的提升。
在机组运行的过程中，会受到运行环境、运行负荷、机组自身的性能以及操作程序的影响而出现异常振动现象，影响到生产的安全性和稳定性，所以对600MW超临界机组的异常振动进行分析非常必要，然后制定出有效的处理措施，减少因危害所造成的损失，对于电厂的正常运行具有重要的意义。
1 600MW超临界机组异常振动的危害机组在运行的过程中，由于运转速度较快，所以所产生的振动声音较大，在正常情况下产生的振动是因为机器自身的转动所造成的，但是如果出现异常振动，不仅会对机组自身以及周围的设备造成安全隐患，同时还会对操作人员造成不同程度的损害。
尤其是600MW超临界机组，因为机组自身的容量较大，运行参数较高，所以出现异常振动时所带来的危害也相对严重些。
机组的异常振动会导致机身各个零部件之间的动静摩擦，由此加剧了设备的损耗，致使部分零部件出现疲劳性损坏，连接紧固的部分也开始松动，威胁到机组运行的安全性。
机组的异常振动还会对周围的建筑物造成不同程度的损坏，由此导致机组运行的经济性有所下降。
在机组发出异常振动时，还会对操作人员造成不同程度的危害，威胁到操作人员的身体健康。
所以600MW机组的异常振动所产生的危害比較严重，对此要给予重视。
600MW超临界机组通流改造后异常振动分析与处理
600MW超临界机组通流改造后异常振动分析与处理摘要：针对某600MW机组通流改造后在额定转速下低压缸5号和6号轴承座振动偏大以及升负荷过程中发电机前轴承7号轴振出现爬升现象，通过对振动Bode 图及趋势图分析，认为低压缸轴承座振动大是由于低压缸轴承座的固有频率接近于机组额定转速频率引起的，而发电机轴振爬升与发电机热弯曲有关。
最终通过现场精细动平衡，将低压缸轴承座振动和发电机轴振降低到优秀水平。
关键词：振动；故障诊断；通流改造；轴系平衡0机组简介汽轮机本体及发电机部分是发电企业生产中的重要设备，而振动是评价其工作状态的重要指标，直接关系到机组运行的稳定与设备的安全。
某电厂于2015年4～7月期间对容量为600MW的4号机组的高中压缸、低压缸进行了通流改造。
改造完成后调试期间，该汽轮机组出现了低压缸轴承座振动大及发电机轴振爬升现象。
笔者针对该问题，根据以往对该类型机组振动处理经验，并结合振动特征对该机组振动作出诊断，提出并实施处理方案。
1 振动概况某发电公司4号汽轮机组采用东方汽轮机厂生产的型号为N600-24.2/566/566的超临界、中间一次再热、单轴、三缸四排汽凝汽式汽轮机组，机组轴系由高中压转子、低压转子Ⅰ、低压转子Ⅱ、发电机转子和励磁机转子组成，其中高中压转子和低压转子均采用双支撑结构，发电机转子和励磁机转子采用三支撑结构，各转子之间均采用刚性连接转子,轴系示意图如图1所示。
图1 600MW超临界机组轴系示意图2015年7月21日机组进行了通流改造后首次冲转。
首次冲转至额定转速后，根据DCS显示，各轴承轴振均小于70μm，达到优秀水平，但低压缸转子Ⅱ轴承座振动偏大，其中5号和6号轴承座振动分别为91μm和75μm，轴承座振动高于报警值。
轴承座振动/μm 22 28 91 75 28在机组带负荷到160MW过程中，发电机前轴承7号轴振出现了缓慢爬升，从空负荷下63μm爬升至88μm，并随负荷升高有进一步爬升的趋势， 7号轴振X方向振动爬升趋势如图2所示。
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２ 美国案例分析
2.1 美国 The Southern California Edison company 790MW 超临界 汽机高压转子 ☆ 振动特点 该公司共拥有 6台同型号超临界压力汽轮发电机组 (790MW， 24.13MPa, 538℃ /538℃，双轴 )，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 600MW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，引起突发剧烈振动的原因为低 频振动成分，其频率接近于 0.5X，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，通过现场观察发现， 2号轴瓦和 3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大。
. Q fx Axx Axy x Bxx Bxy x . Q = − − fy Ayx Ayyy Byx Byy y
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。
隙、密封结构以及转子对汽缸对中度的灵敏度提高，后一因素使转子 －轴承系统振动稳定性下降。因而机组轴系存在蒸汽激振不稳定自激振 动的可能。
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２ 国内外运行的超临界机组（包括一些亚临界机组）高 压转子已有发生蒸汽激振故障的实例 ３ 蒸汽激振的危害
◆ ◆ ◆ ◆
突发性大振动引起机组跳机 限制了机组的负荷 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
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３ 蒸汽激振的振动特征
◆ 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； ◆ 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，该振动也会呈现其它一些谐波频率分量。
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２．３ 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１８０°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。
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２．２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 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： ● ● ● ● ● ● Ｌｏｍａｒｋｉｎ效应 气体弹性（Ａｌｆｏｒｄ）效应 轴承气体摩擦和气体惯性效应 螺旋流效应 二次流效应 三维流效应等
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通常油膜涡动产生原因如下：
◆ ◆ ◆ ◆
过大的轴承磨损或间隙 不合适的轴承设计 润滑油参数的改变 轴承承载的变化等
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 ◆ 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 ◆ 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
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１．２ 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
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（如倾角和偏 心率）引起油楔“ 推动 ” 转轴在轴承中运动，因而在旋转方向产生的不 稳定力使转子发生涡动。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４０％～４８％，接近转 速频率的一半，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的某一 阶固有频率时就会发生油膜振荡。
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上式展开并整理后得到如下多项式方程： Ｃ０＋Ｃ１Ｐ＋Ｃ２Ｐ２＋… ＋ＣＮ－１ＰＮ－１＋ＰＮ＝０ ＜６＞ 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，即Ｐ＝λ±ｉΩ。其中实部λ为阻尼系数， 虚部Ω为系统的涡动频率，而其对数衰减率数学表达式为δ＝－ ２πλ／Ω，如果δ大于零则系统稳定，反之则系统失稳。 根据上述传递矩阵－多项式方程原理编制了转子－轴承－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量的影响等因 素。
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叶顶间隙激振力通常称为Ａｌｆｏｒｄ 叶顶间隙激振力通常称为 Ａｌｆｏｒｄ力，其大小与间隙激振因子和偏心率成正比。 力，其大小与间隙激振因子和偏心率成正比。
Fqx 0 qx − = y F − q 0 qy
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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４个弹性系数和４个阻 尼系数表示：
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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 １．１ 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）。
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超临界压力汽轮机 蒸汽激振问题分析及治理
报告人 :张学延
西安热工研究院有限公司 电站运行技术部
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一、问题的提出
１ 超临界汽轮机高压转子客观上存在蒸汽的减小 轴系工作转速／临界转速比率增加 前两因素均引起蒸汽激振力的增大，且该不稳定力对转子动静间
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：
9549 β q = P D P Hn
对于带有围带汽封的动叶，该间隙激振因子因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式汽轮机，间隙激振因子较反动 式汽轮机大２ 式汽轮机大 ２－４倍。 β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。
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TPRI 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 转子－轴承－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。通常是将转子－轴承－蒸汽系统进行模化处 理，将其离散为Ｎ个集中质量园盘的节点，其间用Ｎ－１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响施加到与轴系相关的若 干个节点上。
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TPRI
☆ 振动处理及效果 n 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 的滑销系统进行了全面检查，并对 2瓦和 3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 90 ％～ 95％时，高压转子的低频振动分量幅值不超过 35µm，同时发现 顺序阀运行方式下 4号调门（最后一个开启的调门）对轴系稳定性有较 大的影响。 n 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 2号、 3号轴瓦顶隙，扩大其侧隙。检修后的运行 表明，在 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，机组在运行中不能开启全部调门。