汽轮机运行及振动故障诊断教材

目录

一、概述

1、汽轮机的分类及应用

2、汽轮机的作用原理

3、汽轮机的结构分析

4、汽轮机的材料选用

二、汽轮机的运行

1、启动和停机

2、汽轮机的变工况运行

三、汽轮机振动故障诊断

1、强迫振动及自激振动的概念

2、工业汽轮机振动的验收标准

3、质量不平衡引起的振动

4、半速涡动及油膜振荡

5、摩擦及碰撞引起的振动

6、叶片强度及叶片振动

一、概述

1、汽轮机的分类及应用

汽轮机的分类方法主要有以下几种：

（1）按工作原理可分为：

冲动式汽轮机——蒸汽主要在喷嘴（或静叶栅）中进行膨胀；

反动式汽轮机——蒸汽在喷嘴（或静叶栅）和动叶栅中都进行膨胀；

（2）按热力性能可分为：

背压式汽轮机——排汽压力大于大气压力，排气供其他热用户使用；

凝汽式汽轮机——排汽在低于大气压力的真空状态下进入凝汽器凝结成水；

抽汽式汽轮机——利用抽汽供其他热用户使用的汽轮机，包括一次抽汽式和二次抽汽式；（3）按气流方向主要可分为：

轴流式汽轮机——在汽轮机内，蒸汽基本上沿轴向流动；

径向式汽轮机——蒸汽基本上沿径向流动；

（4）按用途可分为：

电站汽轮机——即电站中拖动发电机的汽轮机；

工业汽轮机——工厂企业中的固定式汽轮机，包括自备电站的发电用汽轮机；

各类汽轮机的特点及应用，主要介绍如下：

（1）冲动式与反动式

冲动式汽轮机的主要特点是级数少，一般为2~3级，结构简单，轴向尺寸小，径向尺寸大，我国发电站主要采用此类机型；

反动式汽轮机的主要特点是级数多，一般在7级以上，结构复杂，轴向尺寸较长，与冲动式汽轮机相比较，由于在静叶和动叶中均膨胀做功，故效率比冲动式高6%~8%，故在石油化工企业中得到广泛应用。随着制造技术和制造能力的发展，反动式汽轮机也逐渐在热电厂中得到推广应用。

（2）背压式与凝汽式

背压式汽轮机与凝汽式汽轮机的应用，主要是从企业的热力平衡着眼，结合最大效益进行选择的结果。背压式汽轮机较凝汽式汽轮机结构简单，配置最少，主要是在背压供其他热源时选用。而凝汽式汽轮机能最大的吸收新蒸汽的能量（焓降），因此得到最大范围的应用。

（3）近年来，随着制造装配和材料升级的进度，汽轮机仍在向大功率、高参数方向发展，

以追求较低的单位功率重量比（kgf/kw ）、单位功率长度比（m/104kw ）和热耗比（kJ/kw.h ）。比如在新蒸汽压力上有高压6~10MPa 、超高压12~14MPa 、亚临界16~18MPa 、超临界＞22.6MPa 等。新蒸汽初温亦应用到535℃~565℃不等。

2、汽轮机的作用原理

图1-1表示汽轮机的某一级，它由静叶片和动叶片所组成。静叶片安装在机壳隔板体上，动叶片安装在转子轮盘上。

图1-1透平示意图

1-静叶片 2-动叶片 3-隔板 4-叶轮 5-轴 如图1-1所示，静叶片前截面用0-0表示，静叶片和动叶片之间的截面用1-1表示，而动叶片后截面用2-2表示。这三个截面上的气流参数分别注以下标0、1和2。

在静叶流道内，气体自压力P 0膨胀到P 1，温度自t 0下降到t 1，气流速度相应地由C 0升至C 1。在静叶流道内，气流自进口至出口完成了由热能向动能的转换。在通常情况下，动叶片流道内的气流，一方面将其在静叶片内所获得的动能转换为动叶片上的机械能，另方面继续膨胀，对动叶产生一个反作用力（称为反动力）。在上述二力的合力作用下，动叶片绕轴转动，产生机械功。

动叶片以转速n （转/分）绕透平轴旋转，用→1U 表示动叶进口平均直径d 1处的圆周速度，其模等于60

11n d U π=→，其方向为动叶运动的圆周方向。速度→1C 是气流在静叶出口的速度。

它是一个固定不动的观察者所看到的气流进入动叶流道中的速度。由于动叶片以圆周速度→

1U 作圆周运动，所以，在动叶进口处，对与动叶片一起作旋转运动的观察者而言，他所看到的动叶进口的气流速度不是速度→1C ，而是相对速度→1W ，它等于→→→-=111U C W ,即→

→→+=111U W C

式中：→1C ——动叶进口气流的绝对速度，m/s

→1W ——动叶进口气流的相对速度，m/s

→1U ——动叶进口的牵连速度，m/s

由此三个速度组成的速度三角形表示在图1-1中。此速度三角形叫做动叶进口速度三角形。

气体在动叶流道内继续膨胀到压力P 2，温度相应下降到t 2。同理，在动叶出口平均直

径处的圆周速度（即牵连速度）为→2U ，其模为：

3022n d U π=→。 动叶片出口气流的绝对速度→2C ，按下式求得：→→→+=222U W C

由速度→2C 、→2W 和→

2U 组成的三角形叫动叶出口速度三角形。如果将进口和出口速度三

角形绘制在一起，如图1-2所示。

图1-2 级速度三角形

以上为气体在透平级内的流动过程，而气体在级内的热力膨胀过程（即膨胀做功过程）通常用焓熵图（i —s 图）表示，如图1-3所示。

图1-3 焓熵图（i —s 图）

0*表示气流在静叶片前的滞止状态（所谓滞止状态是假定在绝热过程中将气流速度滞止为零的状态，即气体无热和机械交换汽流速度为零）。P *0、t *0分别表示该状态下的压力

和温度。如果用0h ?代表静叶前的气流动能，则有2

200C h =?。 如果气体在静叶片流道内自压力P 0 至压力P 1的膨胀过程是绝热等熵的（无能量损失），则该过程在i —s 图上用线 1'O 表示,相应的焓降用h 1s 表示。但实际上，气体在静叶片内的膨胀过程是有损失的，因此，在绝热的条件下，气体在膨胀过程中熵将增加（既有能量损失）。此时静叶片出口的气体状态用1表示。实际膨胀过程用线 1O 表示。静叶中的有

效焓降用h 1u 表示，等熵焓降h 1s 与实际焓降h 1u 之差表示静叶片中的能量损失，用1h ?表示，即u s h h h 111-=?

图1-3中静叶片出口的实际状态点1即为动叶片进口气体的实际状态。如果在动叶片流道内，流动时绝热且无能量损失，则气体从压力P1膨胀到级后压力P2用等熵线21'表示。与此相对应的气体焓降用h 2s 表示，实际上流动时有能量损失，即在动叶流道内气体的实际膨胀过程是增熵的。状态点2表示动叶片后气体的实际状态点，过程线12表示动叶流道内气体的实际膨胀过程，对应的有效焓降用h 2表示。焓降差222h h h s -=?。

气流离开动叶流道时仍具有一定的速度2C ，这个速度对应的动能在该机内已不能转换

为机械功而损失掉了，故称为余速损失，并用2hc ?表示，即

这样，在动叶片上转换为机械功的有用焓为222110*c s s u h h h h h h h ?-?-+?-+?=

通常用*s h 表示整个级的等熵焓降，即'++?=s s s h h h h 210*

当动叶片内的能量损失较小时，焓降's h 2和s h 2相差极小，可以近似地认为

s s s h h h h 210*++?=

于是，整个级内的有效焓降可表示为221**c s u h h h h h ?-?-?-=

如果用u η表示级的轮周效率（即级的内效率），则有**s

u u h h =η 式中*u h 表示级的实际有效焓降，即实际功，*s h 表示级的理想焓降即理想功。

衡量气体压力在动叶片内膨胀程度的参数叫反动度，它的定义是

'+=Ωs s s

h h h 2*12

我们所说的反动式汽轮机的反动度通常5.0=Ω，冲动式汽轮机亦有一定的反动度，一般08.0~05.0=Ω。

3、汽轮机的结构分析

汽轮机基本结构主要由汽缸、静叶栅、转子、动叶栅以及主汽门、调节阀、轴承座和滑销系统等组成，其中最关键的部件是汽缸、转子与动叶片。

2222C hc =?

（1）、汽缸

中小功率汽轮机通常只有一个汽缸。根据进汽参数的高低，决定转子用整锻或套装。汽缸与进汽室（喷嘴室）分开或作成一体。

对于大功率汽轮机通常由高压缸、中压缸和低压缸组成。

对于高压缸，因蒸汽压力和温度很高，其突出矛盾是热应力和热膨胀。为减少汽缸热应力和保证法兰的密封，除采用双层汽缸布置外，对通流部分还需考虑不同的布置型式—顺流或返流等。

对于中间再热的中压缸，进汽温度高，而汽缸因缸壁薄、直径大、抽汽口多、轴向尺寸长，因而在结构设计时应考虑刚性问题。为适应工艺需要，有时将汽缸分成前后两段，并要确保垂直法兰处的密封，并有利用抽汽口的布置。

对于低压缸，蒸汽压力和温度较低，较多的级处于湿蒸汽工作，排汽端有较高真空，结构上主要特点是体积庞大，除保证有足够刚度外，还要合理选择同凝汽器的连接方式，采取有效地防蚀、去湿措施。

图1-4和1-5分别为汽轮机通流部分的主要布置型式和低压缸同凝汽器的连接方式：

图1-4通流部分布置型式

图1-5低压缸同凝汽器的连接方式

汽轮机汽缸的支撑和热膨胀、滑销系统的布置和热膨胀的引导作用，汽缸座架的膨胀、内缸与外缸的相对热膨胀以及转子对汽缸的相对膨胀等问题，是汽轮机启动和运行中必须关注的焦点，由于篇幅所限，在此就不进行展开讨论。

（2）转子

汽轮机的转子，根据蒸汽参数的不同，可选择套装、整锻和焊接三种不同型式。

⑴套装转子的结构特点是轮盘（叶轮）过盈装配与轴上，用轴向键或径向销传递扭矩。其优点是零件可分散加工、制造工艺简单，锻件质量易保证等；其缺点是轮孔应力较大，转子刚性差，快速起动的适应性差，配合面可靠性差等。故通常用于中低压缸汽轮机

中，转子工作温度不宜大于400℃。套装转子如图1-6所示。

⑵整锻转子的结构特点是整体锻压而成。其优点是结构紧凑、装配零件少，转子刚性好、起动性好等。其缺点是锻件大，材料不能充分利用、制造周期长等。该种转子使用范

围广，一般用于高温、高转速等工作条件。整锻转子如图1-7：

⑶焊接转子的结构特点是由若干实心轮盘拼焊而成。其优点是轮盘无中心通孔，应力

小，转子刚性好、锻件小、质量易保证、材料利用率较高。其缺点是焊接工艺较复杂、制

造周期较长等。该种转子多用于大容量汽轮机的低压段。焊接转子如图1-8所示：

（3）动叶片

动叶片的结构由叶型、叶根和连接件组成。

⑴叶型（工作部分）

气流通过型线部分构成的流道完成能量转换。有的动叶片截面型线沿高度不变称为直叶片，有的则沿高度扭转变化称为扭叶片。

⑵叶根

把叶片固定在转子上的装配部分。叶根型式的选取主要取决于强度、加工条件和转子型式。常见的叶根见图1-9，有T型、外包T型、叉型、双T型、枞树型等。

⑶连接件

包括围带和拉筋及铆接件等。用连接件把几只或整圈叶片连接成叶片组，可以调整叶

片的自振频率和减少叶片所受的动应力，不连接成组的叶片称为自由叶片。

围带可以减少叶顶漏气，它的结构如图1-10所示

接筋有实心、空心圆形和两半圆形等几种，拉筋与叶片的连接型式如图1-11所示；铆钉头的结构型式如图1-12所示

4、汽轮机材料选用

（1）汽缸材料的选用

对于汽轮机材料的选用，API612没有具体的规定，对于汽缸等承压件，如果新蒸汽参数超过1.7MPa或230℃，应为钢质材料，如果排汽压力超过0.52MPa或空负荷时排汽温度超过230℃，那么背压式汽轮机排汽缸应为钢质材料。当最高蒸汽温度超过410℃时，应使用合金钢。

（2）转子及叶片材料

API612规定，除非另有认可，叶轮和主轴应为锻钢材料；喷嘴、叶片锁块、动叶和静叶、围带等应为含11~13%铬钢或镍铜合金等。表1-1、表1-2、表1-3为相关资料推荐的

材料表，在选定汽轮机时可资参考。

表1-1汽缸、隔板、阀壳材料

表1-2转子和叶轮材料

表1-3叶片材料

注：以上部分非必选内容

二、汽轮机的运行

汽轮机的运行为大家所熟知，故在此只对汽轮机的变工况运行进行讨论：

1、新蒸汽流量变化

当新蒸汽流量变化而温度和压力不变时（即T 01=T 0；X 01=X 0），汽轮机各级间压力分配和焓降分配会有一些变化。对不同结构的机组，变化也不同。

对于蒸汽流速达到或超过临界流速的级，在T 01=T 0；X 1=X 0的前提下，蒸汽参数与流量之间的关系为：、

1001G G P P = 式中：P 0、G 0、T 0、X 0——原来级前的压力、流量、绝对温度、干度；

P 01、G 1、T 01、X 01——变化后级前的压力、流量、绝对温度、干度；

即是说：级前压力与流量成正比。

对于背压式汽轮机以及低于临界速度的级或机组，蒸汽参数与流量的关系式为：01

022*********T T P P P P G G --= 式中P 2——原来的排气压力

P 21——变化后的排气压力

从上式可知，在T 0=T 01的条件下，蒸汽流量的变化与级前压力与级后压力的平方差成正比。

以上两类情况下蒸汽流量与级前（级间）压力关系，不但对研究流量变化时各级的焓降变化是必要的，而且运行实践中通过对某级压力的监视，如取调节级流量的压力变化作为判定汽轮机运行是否正常及通气部分是否积结了盐垢的主要依据，正是以上述的比例关系为基础。

⑴ 新蒸汽流量变化时，各级的绝对温度将相应变化，随着流量的增大，各级的绝对温度相应升高；

⑵ 蒸汽流量变化时，假定新蒸汽的参数（如压力、温度）不变时，则级的理想焓降实际上可以不因蒸汽流量变动而变动。

实验证明，蒸汽流量即使小到50%额定值以下，甚至小到40%额定值以下，中间级的内效率仍基本保持不变，变化的只是功率。但是就整个汽轮机而言，调节级和末级的焓降通常是变化的，并且与汽轮机的调节方式（例如节流调节、喷嘴调节等）有关。通常，流量增大时，调节级后压力增大，调节级焓降减少，而末级前后压差增大，则焓降增加；反之则调节级后压力减小，焓降增大而末级焓降减小。

⑶ 蒸汽流量增大时，汽轮机中间各级的压力比虽然基本不变，但压力降将增大，隔板前后压差随之增大，并可近似地认为与蒸汽流量成正比，故隔板和静叶的应力同样与蒸汽流量成正比。

对于固定转速的汽轮机，动叶受到离心力和蒸汽弯曲力的作用，转速不变时离心力不变，因此只需考虑动叶弯曲应力的变化，对于汽轮机的中间级，叶片的弯曲应力与蒸汽流量成正比。

在汽轮机末尾的级，由于蒸汽流量上升时理想焓降也上升（即级的前后差压增大），故隔板应力和动叶弯应力的上升更为陡峭。由于多数动叶均有反动度，凝汽式汽轮机的反动度甚至大于50%，蒸汽流量上升因而理想焓降上升时，动叶的反动度将下降，可以使动叶弯曲应力的上升有所缓和，但同时使得隔板应力的增长更为急剧。

对于转速与流量（负荷）成正比的变转速汽轮机（例如拖动离心式压缩机的汽轮机等），流量增加时动叶与隔板的工作条件均变的更为恶劣，同时伴随着轴向力的增加，因此更要控制好负荷。

附注：所谓临界速度与超临界速度是指气流速度等于一个马赫数或大于一个马赫数的状态。当地音速kRT a =,而气流速度V 与当地音速之比称为马赫数以M 表示，a

V M =。

2、新蒸汽压力变化

汽轮机运行规程都有新蒸汽压力的上限，通常为额定值的103%~105%。在机组突然失去部分或大部分负荷时，虽然锅炉安全阀会动作，汽轮机仍会短时间超压。汽轮机调节系统的反应使调速气门瞬时关闭，然后稍开，故超压主要冲击调速气门以前的管道系统。运行中由于锅炉调节不当引起的超压则会影响到汽轮机内部。这种影响主要反应在材料的蠕变断裂时间的缩短上。

⑴ 当新蒸汽压力升高而温度不变时，调节级的理想焓降上升，中间级基本不变，末尾级的理想焓降则会下降，总的看汽轮机的功率有所增加。但从动叶片的安全性来看，蒸汽压力升高时使流量限制在设计最大流量下。蒸汽压力升高，如果控制流量不变，则对汽轮机内部没有影响，主要问题是汽轮机速度气门以前新蒸汽系统的使用寿命、末级蒸汽湿度是否可以达到不允许的程度，以及发电机组有没有功率裕度，其他方面并无影响。

⑵ 新蒸汽压力降低而温度不变时，整个汽轮机理想焓降增加，排气温度减小，如果相应降低汽轮机的出力，对汽轮机没有影响。但如果企图保持额定出力，则流量必须增加，因而末级隔板和动叶上的应力上升较多，因此当新蒸汽压力降低时必须限制汽轮机出力，即按照实际流量不大于设计流量下运行。

3、新蒸汽温度变化

新蒸汽温度失常，比之于气压失常对机组更具有危险性。制造厂给予气温（包括新蒸汽和再热汽）的允许正常波动值向上通常为5℃，极限值为+10℃，下限则为5~10℃不等。

（1）气温升高时由于蒸汽的理想焓降增加及排气温度降低而有利于汽轮机的热效率提高，如果未超过设计最大出力，则汽轮机内诸部件的应力不致提高。但从设备可靠性和使用寿命两方面看，气温高于允许值，无论在幅度上和累计时间上都必须加以严格限制。

气温过高不但使材料的强度降低，而且使零件超量——膨胀与胀差增大，引起间隙或装配紧力的改变，影响装配件例如叶片等零件工作安全。另外，蒸汽温度的急剧变化引起金属热应力剧变和使动静碰磨，严重影响机组安全，同时汽轮机通流部分间隙变化还能影响到轴向推力的变化，亦应格外注意。

通过实验证明，材料蠕变断裂时间与温度的关系，可以用拉尔森-密勒公式加以验证：

)lg ()lg (2211ττ+=+C T C T

式中：T 1、T 2——绝对温度，K

τ1、τ2——T 1、T 2温度下蠕变断裂时间，小时

C ——常数，对珠光体钢，可取20

例如：540℃时可能在100000小时发生断裂的材料，在560℃时可能发生断裂的时间用上式推算

如下：

()()2510583320833100000lg 20813lg lg lg 122111

2=???????-+?=??????-+=--T C T C T T τ小时 即温度比设计值升高20℃，使用寿命缩短到设计值的1/4。

（2）气温下降时，如果压力不变，理想焓减少。蒸汽温度下降，级的内效率降低，特别是末尾的级，由于蒸汽湿度的增大，级效率下降特别显著。而级的理想焓降减低时，动叶反动度增大。这在凝汽式汽轮机工作于湿蒸汽区的级也是比较明显的，因而轴向力也会增大。

4、汽轮机的轴向力及其变化

（1）汽轮机轴向力的产生

汽轮机的轴向力可以分成以下三部分：

⑴作用在叶片上的轴向力，计算公式如下：

i i i i i e P l D R ?∑≈ρπ1

式中：i D ——级的通气平均直径，cm

i l ——动叶高度，cm

i ρ——反动度

i P ?——级压差，kg 力/厘米2

i e ——部分进气度，全周进气时i e =1

式中注脚表示级的序号。除π是常数外，i D 、i l 、i e 是结构性特征，对给定的级是不变的，随工况变化的是反动度ρ和压差P ?。

⑵ 作用在轮盘上的轴向力，计算公式如下：

1224i i P d R ?∑=π

式中i d 为轮盘直径，1i P ?为该级叶轮的前后侧压差，它与反动度的大小成正比。

这里只有1

i P ?是变动的，由于间隙漏气、叶根负反动度引起的吸气作用以及轮盘平衡孔的影响，轮盘两侧的压差不易算的准确，压力分布也不一定均匀，所以R 2计算值与实际值有一定差别。

⑶ 作用在转子台阶上的轴向力，它的计算式如下：

()1

222

134i i P d d R ?-∑=π 式中的d 1、d 2分别为台阶顶部及根部直径。

这里也只有1

i P ?是变动的，计算时要注意力的方向。

（2）引起轴向力变化的因素

影响轴向力变化的因素简单概括如下：

⑴对于蒸汽流向单一的凝汽式汽轮机，转子轴向力往往是随新蒸汽流量的增大而上升。

⑵反动度越大，转子的轴向力也越大。

⑶通流部分间隙的变化能影响反动度的大小，从而引起轴向力的变化。

⑷轮盘平衡孔对轮盘两侧压差有影响，因而对轴向力也有影响。

⑸喷嘴和动叶积结盐垢时，经常会出现反动度增加和轴向力增大。

⑹动叶的圆周变化对反动度变化有直接影响，圆周速度升高时反动度增加，圆周降低时反动度减小。这对于变转速运行的工业汽轮机尤为重要。

⑺挠性联轴器如果补偿能力差或装配不佳，也能传递相当大的轴向力。例如一个功率为2万千瓦的高压转子，其挠性联轴器可以传递1~1.5吨（即1万~1.5万牛）的推动力（对于压缩机亦然）。

⑻注意到高压轴封处的平衡鼓提供了反向的轴向力，其大小随所处的汽室（通常为调节级室）压力的升降而变化，后者则取决于蒸汽流量。

5、排汽压力的变化及凝汽机的经济真空

（1）排汽压力变化和影响

排汽压力变化时，首先会引起末尾一级或末几级热力工况的变化，尤其是对背压式汽轮机影响较大。排汽压力对机组运行的影响，简述如下：

⑴ 排汽压力变化时，蒸汽通过汽轮机的理想焓降将随之变化，因此汽轮机的出力会受到影响。凝汽时汽轮机末级流速低于临界流速时，排汽压力（真空）的变化对汽轮机出力影响较大，现代机组末级流速处于临界或超临界流速，此时排汽压力（真空）的变化对机组出力影响较小。背压式汽轮机末级不会达到临界流速，所以影响显著。

⑵ 排汽压力升高时，汽轮机末尾的级理想焓降将减少。如果这些级的反动度不高，则其理想焓降会明显减少而反动度增高，从而引起作用在动叶和轮盘的轴向力明显上升。所以，当排汽压力升高较多时，首先要注意轴向力的变化，即监视推力轴承的运行情况和轴位移的变化。

⑶排汽压力升高对汽轮机运行的经济性产生明显的不利影响，对背压汽轮机将会使排缸法兰及螺栓的应力升高，需要指出的是，随着排汽压力的升高，排汽过热度也会增大。

⑷对于较大容量机组，由于末级动叶加长，低真空运行要引起更剧烈的排汽过热问题和小容积流量引起的动叶片应力骤增问题。

关于长叶片小容积流量的问题，在这里稍作解释。

当排汽压力升高时蒸汽比容迅速降低，例如在0.05绝对大气压时，比容为28.72m3/kg，0.17绝对大气压时为9.11 m3/kg，0.30绝对大气压时比容为5.68 m3/kg，即同样质量流量时容积流量分别下降到32%及20%。国际通过试验测试了容积流量为额定状态的30~60%时长叶片动应力可增加到2~3倍，对940mm长度叶片曾发现当压力从0.2绝对大气压升高到

0.35绝压时，叶片振幅达6mm。

⑸排汽压力降低蒸汽通过汽轮机的理想焓降增大，理想焓降的增加主要发生在末级，因此在低压下如果不限制蒸汽流量，末级隔板和动叶就可能过载。

（2）凝汽式汽轮机经济真空的讨论

对于凝汽式汽轮机，当进汽流量不变，凝汽器中的压力每降低0.01绝对大气压，就会使汽轮机的负荷增加额定功率的1%左右（中间再热机组影响较小）。这显然在很大程度上影响着机组运行的经济性。正因为如此，凝汽式汽轮机在运行中通常都尽量维持较高的真空。但也不应在任意高的真空下运行，而应在经济真空下运行。

凝汽式汽轮机凝汽器内的真空是依靠汽轮机的排汽在凝汽器内迅速冷却凝结成水，体积急剧缩小而造成的。排汽凝结成30℃左右的饱和水，相应的饱和压力只有0.04绝对大气压左右。同样压力下的蒸汽，如果干度为90%（x=0.9），每公斤蒸汽的容积为31.9m3，而凝结后容积缩小到0.001 m3，即缩小为原来的三万分之一左右，必然会形成高真空。

为使汽轮机的排汽迅速冷却，需要向凝汽器中通入大量的冷却水，而冷却水是要消耗电力的，因此，过度地提高真空度使汽轮机增加的负荷不能补偿冷却水的电力消耗，而使总的能耗增加。

汽轮机运行时所选择的经济真空是指提高真空使汽轮机增加的负荷，与冷却水泵多消耗的电力之差为最大时的真空。如果追求过高的真空，不但得不偿失，而且使排汽湿度增大，加剧末级叶片的水蚀，同时降低了级效率。

三、汽轮机振动故障的诊断

所谓（振动）故障诊断，是指研究人员或管理人员采用抽象的演绎方法，以故障特征为基础，与振动特征进行比较、分析，或采用逐个排除的方法，对振动性质、故障原因和具体部件做出判断。

1、强迫振动与自激振动的概念

机组振动的类型和分类方法复杂，但是简单概括起来，可以分为强迫振动与自激振动两类，大体

如表3-1所示。

强迫振动又分为稳定普通强迫振动和不稳定普通振动。凡是在某一定转速下，振动幅值、相位不随运行时间和运行工况变化而变化的振动称为稳定普通振动。不稳定普通强迫振动是在某一转速下，基频振幅或相位随运行时间或机组工况的变化而变化的一种振动。

而除强迫振动之外的振动类型归为自激振动，它的特征是振动系统通过本身的运动，不断地向振动系统馈送能量，而与外界激励无关。自激振动也称负阻尼振动，由振动物体所产生的阻尼力非但不阻止振动，反而进一步激励振动或形成维持振动。

2、支撑刚度及其检测

无论强迫振动或自激振动，就其振动源而言可分为激振力（外力或自激）和支撑刚度两个故障原因。而当我们进行汽轮机组（或其他机组）的振动分析时，首先要排除的就是支撑刚度不足的问题。

（1）振幅、激振力与支撑刚度的关系

在线性系统中，部件呈现的振幅与作用在该部件上的激振力成正比，与它的动刚度成反比，可用式（3-1）表示，即

d

K P A = （3-1） 式中：A ——振幅

P ——激振力

d K ——动刚度：μc d K K =

其中：22

22

2411

n n ωωεωω

μ+???? ??-= （3-2） c K ——部件静刚度

μ——动态放大系数

ω——激振力圆频率

n ω——振动系统自振圆频率

ε——阻尼系数

部件静刚度又称刚度系数，它是表示部件产生单位位移（变形）所需的静力；动刚度是表示部件产生振幅（位移）所需的交变力。

由式（3-2）可见：轴承座动刚度与其静刚度成正比，而与动态放大系数成反比；当ω=n ω时，若忽略系统阻尼，即μ=∞，即使静刚度很大，动刚度d K 也为0。由式（3-1）可见，在不大的激振力下，轴承将会产生很大的振动，这种现象称为共振。

共振可分为支撑系统共振和系统部件共振两种，前者是由于支撑动刚度不足或降低，在激振力一定时，使振幅增大，后者是由于部件共振并作用于轴承或基础上，这是在支撑刚度一定时，由于激振力增大而使振幅增大。而我们主要讨论最常见的前一种共振。

（2）轴承座动刚度检测方法

转子的支撑系统一般由轴承盖、轴承座、基础台板等部件组合而成，除这些部件本身的刚度因素外，这些部件的紧密程度，直接影响着部件刚度。部件之间连接紧密程度对刚度的影响，称为连接刚度。

通常总结大量现场振动测试结果证明，采用检测连接部件之间的差别振动是检查连接